Projeto Teórico-Experimental de uma Furadeira Hidráulica

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UNIVERSIDADE FEDERAL DE SANTA CATARINA
PROGRAMA DE PÓS-GRADUAÇÃO EM
ENGENHARIA MECÂNICA
PROJETO TEÓRICO-EXPERIMENTAL DE UMA FURADEIRA
HIDRÁULICA
Dissertação submetida à
para a obtenção do grau de
MESTRE EM ENGENHARIA MECÂNICA
MATHEUS IBAGY PACHECO
Florianópolis, novembro de 2011
ii
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PROGRAMA DE PÓS-GRADUAÇÃO EM
ENGENHARIA MECÂNICA
PROJETO TEÓRICO-EXPERIMENTAL DE UMA FURADEIRA
HIDRÁULICA
MATHEUS IBAGY PACHECO
Esta dissertação foi julgada adequada para a obtenção do título de
MESTRE EM ENGENHARIA
ESPECIALIDADE ENGENHARIA MECÂNICA
sendo aprovada em sua forma final.
_________________________________
Prof. Victor Juliano De Negri, Dr. Eng. - Orientador
_______________________________________
Prof. Júlio César Passos, Dr. - Coordenador do Programa
BANCA EXAMINADORA
_________________________________
Prof. André Ogliari, Dr. Eng.
__________________________________
Prof. Amir Antônio Martins de Oliveira Junior, Ph.D.
__________________________________
Prof. Antônio Carlos Valdiero, Dr. Eng.
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“Se você se comparar com os outros, tornar-se-á presunçoso e magoado, pois haverá sempre alguém
superior e alguém inferior a você.”
Max Ehrmann
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Aos meus pais,
Armando e Maria Helena,
que por uma vida de dedicação,
amor e trabalho sempre possibilitaram a seus filhos a oportunidade de
realizar sonhos e conquistas.
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AGRADECIMENTOS
A Deus, que por sua presença, luz e força sempre me abençoa e capacita para tudo aquilo que Ele me destina.
A minha noiva, Marcela, por todo amor e apoio dedicado a mim,
pelos bons momentos, pela paciência, pela suas palavras de confiança e
incentivo tanto nas vitórias quanto nos insucessos para o desenvolvimento deste trabalho.
Ao Prof. Dr. Victor Juliano De Negri, muito obrigado pela amizade, paciência e orientação ao longo desses muitos anos de trabalho conjunto no LASHIP.
Aos meus irmãos, Bernardo, Gustavo e Débora, exemplos de dignidade, bondade e caráter, assim como a minha querida sobrinha Maria
Eduarda.
A minha família presente em Florianópolis, pelos bons momentos e
convívio que passamos durante toda a graduação assim como no mestrado pela casa do Tio José Ibagy.
Aos meus amigos do LASHIP Alisson, Brisot, Cristiano, Desyel,
Gilson, Galaz, Luciano Retzlaff, Yuji, Mauro, Facundo, Yesid, Kinceler, Victor, Flesch, Luciano Endler, Job e Paulo pelo grande apoio neste
período de aprendizagem, companheirismo e agradáveis momentos de
convivência nos diversos retiros espirituais realizados.
Um agradecimento em especial aos amigos Magson e Daniel pelos
anos de convivência e companheirismo.
Ao Prof. Amir, pela sua disponibilidade e auxílio prestado.
À MEDAL – Metalúrgica Dalla Lana LTDA, em especial à Eduardo Dalla Lana por todo o suporte dado.
À UFSC pelo apoio acadêmico e a CAPES pelo apoio financeiro.
A todos que, direta ou indiretamente, contribuíram para a realização
deste trabalho.
x
xi
SUMÁRIO
Lista de figuras ...................................................................................... xv
Lista de tabelas ..................................................................................... xxi
Simbologia ......................................................................................... xxiii
Resumo................................................................................................ xxv
Abstract ............................................................................................. xxvii
Introdução ............................................................................................... 1
1.1 Contextualização ............................................................................ 1
1.2 Objetivos ........................................................................................ 2
1.3 Metodologia empregada ................................................................. 3
1.4 Abrangência ................................................................................... 5
1.5 Justificativas ................................................................................... 5
1.6 Estrutura deste documento ............................................................. 5
Projeto Informacional.............................................................................. 7
2.1 Planejamento de produto ................................................................ 7
2.1.1 Modelo original........................................................................ 8
2.2 Análise de mercado, produtos e das tecnologias – Estado da arte
de furadeiras ....................................................................................... 10
2.2.1 Furadeiras manuais ................................................................ 10
2.2.2 Furadeiras elétricas ................................................................ 11
2.2.3 Furadeiras pneumáticas.......................................................... 12
2.2.4 Furadeiras hidráulicas ............................................................ 12
2.3 Sistema hidráulico em tratores ..................................................... 14
2.3.1 Sistema com limitação de pressão ......................................... 15
2.3.2 Sistemas load sensing ............................................................ 17
2.3.3 Mercado brasileiro de tratores e características de seus
sistemas hidráulicos ........................................................................ 19
2.4 Ciclo de vida do produto .............................................................. 21
2.5 Identificação dos usuários ............................................................ 22
2.6 Necessidades e requisitos dos usuários ........................................ 22
2.7 Requisitos de projeto.................................................................... 25
2.7.1 Manutenção e confiabilidade ................................................. 25
2.7.2 Fabricação .............................................................................. 26
2.7.3 Utilização ............................................................................... 26
2.7.4 Descarte ................................................................................. 28
2.8 Método do desdobramento da função qualidade .......................... 28
2.9 Apresentação das especificações de projeto do produto .............. 29
2.10 Considerações finais .................................................................. 34
Projeto Conceitual ................................................................................. 37
3.1 Estrutura Funcional ...................................................................... 37
xii
3.2 Estruturas funcionais alternativas ................................................ 41
3.2.1 Métodos de controle de vazão ............................................... 43
3.2.2 Seleção da função parcial ...................................................... 46
3.3 Desenvolvimento da estrutura funcional selecionada .................. 47
3.3.1 Transmissão do fluido ........................................................... 47
3.3.2 Concepção de motor .............................................................. 48
3.3.3 Sistema de acionamento ........................................................ 51
3.3.4 Controle e limitação da potência – Modelo original e conceitos
........................................................................................................ 54
3.3.4.1 Modelo original ............................................................... 54
3.3.4.2 Concepção I ..................................................................... 55
3.3.4.3 Concepção II ................................................................... 55
3.3.4.4 Concepção III .................................................................. 57
3.4 Definição das válvulas utilizadas no circuito............................... 58
3.4.1 Válvula de controle da concepção I ....................................... 60
3.4.2 Válvula de controle da concepção II ..................................... 60
3.4.3 Válvula de controle da concepção III .................................... 61
3.4.4 Válvula de segurança ............................................................. 61
3.5 Considerações finais .................................................................... 61
Projeto Preliminar – Modelagem e Análise das Concepções ................ 63
4.1 Experimento ................................................................................. 63
4.1.1 Bancada de testes e condições de ensaio ............................... 63
4.2 Modelagem matemática ............................................................... 70
4.2.1 Modelo Idealizado – AMESim .............................................. 71
4.2.2 Caracterização da queda de pressão na linha de retorno........ 72
4.2.3 Caracterização da queda de pressão na linha da válvula de
controle ........................................................................................... 74
4.2.4 Caracterização da perda de carga na linha do motor hidráulico
........................................................................................................ 75
4.2.5 Rendimento Volumétrico ...................................................... 76
4.3 Modelo Adaptado – AMESim ..................................................... 78
4.4 Análise das concepções ............................................................... 83
4.4.1 Concepção I ........................................................................... 83
4.4.2 Concepção II .......................................................................... 85
4.4.3 Concepção III ........................................................................ 86
4.5 Comparação dos resultados da modelagem das concepções........ 88
4.6 Seleção da solução ....................................................................... 91
4.6.1 Eficiência energética.............................................................. 93
4.6.2 Número de componentes e custos de fabricação ................... 94
4.6.3 Peso do equipamento e confiabilidade .................................. 95
4.6.4 Frequência de rotação ............................................................ 95
xiii
4.7 Definição da solução apresentada ................................................ 96
4.8 Considerações Finais.................................................................... 97
Projeto Preliminar – Dimensionamento Da Solução Adotada .............. 99
5.1 Análise de Sensibilidade .............................................................. 99
5.2 Parâmetros analisados ................................................................ 100
5.2.1 Diâmetro do carretel ............................................................ 100
5.2.2 Curso total de trabalho ......................................................... 101
5.2.3 Comprimento do cone .......................................................... 101
5.2.4 Folga .................................................................................... 101
5.2.5 Força de escoamento ............................................................ 104
5.3 Critérios...................................................................................... 108
5.3.1 Controle de rotação .............................................................. 108
5.3.2 Potência dissipada ................................................................ 109
5.3.3 Forças de escoamento .......................................................... 111
5.3.3.1 Características gerais da simulação ............................... 113
5.3.3.2 Tipo de escoamento ....................................................... 115
5.3.3.3 Características gerais ..................................................... 119
5.3.3.4 Definição da malha ........................................................ 119
5.3.3.5 Resultados...................................................................... 124
5.3.3.5.1 Definição da posição do canal de suprimento de fluido
................................................................................................ 124
5.3.3.5.2 Resultados para os casos I e II ................................. 126
5.3.3.6 Determinação do coeficiente de descarga...................... 133
5.3.4 Fabricação ............................................................................ 134
5.4 Dimensionamento das vedações, molas e sistema de acionamento
......................................................................................................... 134
5.4.1 Vedações estáticas ............................................................... 134
5.4.2 Vedações Dinâmicas ............................................................ 135
5.4.3 Molas de compressão ........................................................... 137
5.4.4 Dimensionamento do sistema de acionamento .................... 138
Projeto Detalhado – Construção e testes ............................................. 141
6.1 Projeto e fabricação do protótipo ............................................... 141
6.2 Ensaio de potência dissipada...................................................... 142
6.3 Rendimento Mecânico ............................................................... 144
6.4 Diferença de pressão na válvula ................................................. 147
6.5 Forças de atrito ........................................................................... 148
6.6 Forças de acionamento ............................................................... 149
Conclusões .......................................................................................... 153
Referências bibliográficas ................................................................... 157
xiv
Apêndices............................................................................................ 165
A. Entrevista com usuários ............................................................ 167
Bancada de ensaios.................................................................... 169
B.
B.1
Bancada de testes ......................................................... 172
Medição de pressão ...................................................... 174
B.1.1
Medição de torque e rotação ........................................ 174
B.1.2
B.1.3
Medição de Vazão Volumétrica ................................... 175
Medição da posição ...................................................... 176
B.1.4
B.1.5
Medição da Força ......................................................... 176
Sistema de aquisição de dados utilizado ...................... 177
B.1.6
Modelo em AMESim ................................................................ 179
C.
C.1
Submodelos .................................................................. 179
Fonte de vazão.............................................................. 179
C.1.1
Válvula de controle ...................................................... 179
C.1.2
C.1.3
Válvula de retenção ...................................................... 180
Fluido utilizado ............................................................ 180
C.1.4
C.1.5
Motor Hidráulico e deslocamento volumétrico ............ 181
Modelo original Idealizado .......................................... 182
C.2
Modelo adaptado .......................................................... 184
C.3
C.4
Modelo em AMESim para a concepção I..................... 187
Modelo em AMESim para a concepção II ................... 190
C.5
C.6
Modelo em AMESim para a concepção III .................. 193
Modelo em AMESim utilizada na análise de sensibilidade
C.7
...................................................................................... 195
xv
LISTA DE FIGURAS
Figura 1.1: Macro fases e fases do processo de desenvolvimento de
produto (ROMANO, 2003). ................................................................. 4
Figura 2.1: Modelo original da furadeira hidráulica. .............................. 8
Figura 2.2: Diagrama hidráulico do modelo original. ............................. 9
Figura 2.3: Furadeira de peito manual (WIKIMEDIA COMMONS,
2011) .................................................................................................. 11
Figura 2.4: Furadeira elétrica (BOSCH, 2009). .................................... 11
Figura 2.5: Furadeira Pneumática (SCHULZ, 2004). ........................... 12
Figura 2.6: Furadeira hidráulica Stanley CD10 (STANLEY, 2010). .... 13
Figura 2.7: Furadeira hidráulica Stanley DL07 (STANLEY, 2010). .... 13
Figura 2.8: Martelete hidráulico Stanley HD08 (STANLEY, 2010)..... 14
Figura 2.9: Sistema hidráulico com válvula de centro aberto e bomba de
deslocamento fixo (adaptado de RETZLAFF, 2007). ........................ 16
Figura 2.10: Sistema hidráulico com vazão variável e pressão de
trabalho ajustada (RETZLAFF, 2007). .............................................. 17
Figura 2.11: Sistema hidráulico com controle da pressão de suprimento
(RETZLAFF, 2007). .......................................................................... 18
Figura 2.12: Sistema hidráulico com controle de pressão e vazão
(RETZLAFF, 2007). .......................................................................... 19
Figura 2.13: Venda de tratores no mercado brasileiro no período de
2006 à 2010 (ANFAVEA, 2011). ...................................................... 20
Figura 2.14: Principais passos seguidos no projeto informacional. ...... 35
Figura 3.1: Funções Elementares do modelo original. .......................... 38
Figura 3.2: Funções parciais do modelo original (método de controle de
vazão por sangria). ............................................................................. 40
Figura 3.3: Função global do sistema técnico. ...................................... 41
Figura 3.4: Métodos de controle de vazão (De Negri, 2011). ............... 43
Figura 3.5: Estrutura funcional para controle de vazão na entrada e na
saída. .................................................................................................. 45
Figura 3.6: Circuito hidráulico da furadeira hidráulica original conectada
a válvula direcional da unidade hidráulica de um trator. ................... 46
Figura 3.7: Mangueira de alta pressão TR8 (GOODYEAR, 2011)....... 48
Figura 3.8: Área da célula de transporte de fluido. ............................... 50
Figura 3.9: Pressão palmar em um dinamômetro Jamar® (BRACE
SHOP, 2011). ..................................................................................... 52
Figura 3.10: Média geral da força de preensão palmar (Adaptado de
CAPORRINO, et al., 1998). .............................................................. 53
xvi
Figura 3.11: Circuito hidráulico simplificado do modelo original e da
concepção I. ....................................................................................... 54
Figura 3.12: Válvula de controle de vazão de três vias. (LINSINGEN,
2008) .................................................................................................. 56
Figura 3.13: Sistema hidráulico simplificado para a segunda concepção.
........................................................................................................... 57
Figura 3.14: Circuito hidráulico simplificado para a solução III. ......... 58
Figura 3.15: Principais passos seguidos na fase de Projeto Conceitual. 62
Figura 4.1: Diagrama hidráulico da bancada de testes e do modelo
original da furadeira. .......................................................................... 64
Figura 4.2: Bancada de testes. ............................................................... 64
Figura 4.3: Curvas experimentais de pressão pela vazão na furadeira
hidráulica na situação (1). .................................................................. 67
Figura 4.4: Potência dissipada na furadeira hidráulica para a situação
(1)....................................................................................................... 68
Figura 4.5: Rotação da furadeira hidráulica obtida experimentalmente
em 4 níveis de torque atuando no motor. ........................................... 68
Figura 4.6: Rendimento global experimental do modelo original para
diversos torques no eixo e vazões. ..................................................... 69
Figura 4.7: Modelo idealizado da furadeira hidráulica em AMESim. .. 71
Figura 4.8: Diferença dos resultados experimentais e do modelo
idealizado na perda de carga existente na linha de retorno. ............... 73
Figura 4.9: Diferença de pressão entre o modelo experimental e o
modelo idealizado quando a vazão escoa somente pela válvula de
controle. ............................................................................................. 74
Figura 4.10: Diferença de pressão entre o modelo idealizado e o sistema
real para a linha do motor. ................................................................. 75
Figura 4.11: Vazão geométrica (teórica) versus Vazão efetiva no motor
hidráulico. .......................................................................................... 77
Figura 4.12: Modelo adaptado em AMESim da furadeira hidráulica
original. .............................................................................................. 78
Figura 4.13: Comparativo das pressões do modelo experimental com o
modelo adaptado quando a válvula está em sua posição inicial (motor
parado). .............................................................................................. 79
Figura 4.14: Comparativo da potência dissipada entre o modelo
experimental e o modelo adaptado quando a válvula está em sua
posição inicial (motor parado). .......................................................... 80
Figura 4.15: Comparação entre os resultados simulados e experimentais
para a condição (2) com um torque de 2,5 Nm. ................................. 80
xvii
Figura 4.19: Comparação entre o rendimento simulado e experimental.
........................................................................................................... 82
Figura 4.20: Válvula cônica do modelo original e da concepção I. ...... 84
Figura 4.21: Perda de carga da furadeira hidráulica para a concepção I
com a válvula na posição neutra. ....................................................... 84
Figura 4.22: Modelo em AMESim da concepção II.............................. 85
Figura 4.23: Esboço da balança de pressão. .......................................... 86
Figura 4.24: Modelo em AMESim para a concepção III. ..................... 87
Figura 4.25: Diferença de pressão para as três soluções desenvolvidas e
para o modelo original quando a válvula está na posição neutra. ...... 88
Figura 4.26: Comparativo da potência dissipada para as três soluções e
modelo original para a válvula de controle na posição neutra. .......... 89
Figura 4.27: Comparativo da rotação do motor para um torque de 5,5
Nm. .................................................................................................... 90
Figura 4.28: Comparativo entre a diferença de pressão entre as vias pS e
pT para um torque no motor de 5,5 Nm.............................................. 90
Figura 4.29: Comparativo do rendimento da furadeira hidráulica para
um torque de 5,5 Nm.......................................................................... 91
Figura 4.30: Principais passos seguidos no projeto preliminar modelagem e análise das concepções. ............................................... 98
Figura 5.1: Tipos de danos de partículas duras (PARKER, 20XX). ... 102
Figura 5.2: Curvas típicas de forças de escoamento, adaptado de Merritt
(1967). .............................................................................................. 106
Figura 5.3: Tipos analisados de obturadores cônicos e compensadores de
força de escoamento. ........................................................................ 107
Figura 5.4: Rotação pela posição para um carretel com 12 mm de
diâmetro com diferentes ângulos de cone. ....................................... 108
Figura 5.7: Curvas da potência dissipada no motor hidráulico para três
diâmetros de carretel. ....................................................................... 110
Figura 5.8: Potência dissipada na válvula com obturador cônico de
ângulo de 6 graus. ............................................................................ 110
Figura 5.9: Regiões de atuação da força de escoamento. .................... 111
xviii
Figura 5.10: Orifício de controle da válvula de assento cônico
(CHAPPLE, 2003). .......................................................................... 112
Figura 5.11: Detalhe do orifício de controle (CHAPPLE, 2003). ....... 112
Figura 5.12: Compensadores analisados. ............................................ 113
Figura 5.13: Circuito hidráulico dos casos analisados. ....................... 114
Figura 5.14: Posições de abertura do carretel. .................................... 115
Figura 5.15: Área de passagem de fluido planificada e perímetro
molhado utilizados para determinação do diâmetro hidráulico. ...... 117
Figura 5.16: Número de elementos das malhas utilizadas na análise. 120
Figura 5.17: Malhas utilizadas no estudo de malha. ........................... 121
Figura 5.18: Diferença de pressão nas portas de entrada e saída do
modelo da válvula para seis tipos de malha. .................................... 122
Figura 5.19: Forças axiais resultantes no carretel para seis tipos de
malha. .............................................................................................. 122
Figura 5.20: Velocidade máxima do fluido para seis tipos de malha.. 123
Figura 5.21: Malha utilizada para o carretel com compensador de 90
graus e diâmetro de 17 mm, conectado ao motor hidráulico. .......... 123
Figura 5.22: Vista em corte da malha. ................................................ 124
Figura 5.23: Pressão com canal de suprimento centralizado............... 125
Figura 5.24: Pressão com canal de suprimento deslocado. ................. 125
Figura 5.25: Diferença de pressão simulada para o caso I. ................. 126
Figura 5.26: Características do escoamento no orifício do carretel sem
compensador – caso I....................................................................... 127
Figura 5.27: Características do escoamento no orifício do carretel com
compensador de 90 graus e diâmetro de 16 mm – caso I. ............... 127
compensador de 90 graus e diâmetro de 17 mm – caso I. ............... 128
compensador de 120 graus e diâmetro de 17 mm – caso I. ............. 128
Figura 5.30: Força resultante no carretel para o caso I, ...................... 130
Figura 5.31: Força resultante no carretel considerando a via do motor
pressurizada em 20 bar – caso II. ..................................................... 131
Figura 5.32: Forças no carretel estimadas com a pressão do motor em 20
bar – caso II. .................................................................................... 132
Figura 5.33: Comparativo do Cd (adaptado de Linsingen, 2008)........ 134
Figura 5.34: Vedação estática no corpo da furadeira. ......................... 135
Figura 5.35: Mecanismo de acionamento da furadeira hidráulica. ..... 138
Figura 5.36: Principais passos seguidos no projeto preliminar –
dimensionamento da solução adotada.............................................. 140
Figura 6.1: Protótipo modelado da furadeira hidráulica baseado na
concepção III. .................................................................................. 141
xix
Figura 6.2: Vista explodida do bloco de controle projetado................ 142
Figura 6.3: Protótipo da furadeira montada na bancada de ensaios. ... 143
Figura 6.4: Comparação entre a potência dissipada conforme o modelo
teórico em AMESim e experimento. ................................................ 144
Figura 6.5: Rotação teórica e experimental verificada na furadeira
hidráulica para uma faixa de vazão e diferentes níveis de torque. ... 145
Figura 6.6: Rendimento simulado em AMESim. ................................ 146
Figura 6.7: Rendimento teórico e experimental para um torque de 4,5
Nm. .................................................................................................. 146
Figura 6.8: Rendimento teórico e experimental para um torque de 5,5
Nm. .................................................................................................. 147
Figura 6.9: Média das forças atuantes no carretel obtidas
experimentalmente. .......................................................................... 149
Figura 6.10: Resultado simulado em CFD das forças de acionamento do
carretel.............................................................................................. 150
Figura 6.11: Principais passos seguidos no projeto detalhado. ........... 151
Figura B.1: Sistema hidráulico da unidade de potência e controle
(Adaptado de RETZLAFF, 2007). ................................................... 170
Figura B.2: Sistema hidráulico da bancada de testes do modelo original
da furadeira hidráulica. .................................................................... 172
Figura B.3: Bancada de ensaios do protótipo. ..................................... 173
Figura B.4: Transmissor de torque e rotação e sistema de
condicionamento de sinal. ................................................................ 175
Figura B.5: Transdutor de Vazão. ....................................................... 175
Figura B.6: Transdutores de pressão, posição e força ......................... 176
Figura B.7: Placa de aquisição de sinais AQ-USB Resolution 4350. . 177
Figura B.8: Modelo utilizado para monitoramento dos sinais............. 178
Figura C.1: Componente BAP042 (AMESim).....................................179
Figura C.2: Submodelo de motor hidráulico MO001C com rendimento
mecânico e volumétrico e com indicação das variáveis externas.....181
Figura C.3: Modelo do motor hidráulico e da carga............................182
Figura C.4: Modelo original idealizado................................................182
Figura C.5: Modelo em AMESim da furadeira original adaptada................................................................................... ....... ............184
Figura C.6: Modelo em AMESim da concepção I...............................187
Figura C.7: Modelo em AMESim para a concepção II.......................190
Figura C.8: Modelo em AMESim para a concepção III......................193
xx
xxi
LISTA DE TABELAS
Tabela 2.1: Modelos de furadeiras hidráulicas (STANLEY, 2010). ..... 14
Tabela 2.2: Características gerais do sistema hidráulico de tratores. .... 21
Tabela 2.3: Tradução das necessidades em requisitos dos usuários. ..... 24
Tabela 2.4: Casa da qualidade. (visão parcial) ...................................... 30
Tabela 2.5: Especificações de projeto do produto. ................................ 32
Tabela 3.1: Elementos básicos para a concepção da válvula. ............... 59
Tabela 3.2: Concepções de centro da válvula. ...................................... 59
Tabela 4.1: Principais componentes da bancada de testes do modelo
original. .............................................................................................. 65
Tabela 4.2: Matriz de avaliação por comparação dos pesos dos critérios
de seleção. .......................................................................................... 92
Tabela 4.3: Valoração dos critérios analisados. .................................... 93
Tabela 4.4: Valoração numérica da eficiência energética. .................... 94
Tabela 4.5: Valoração de custo de fabricação para três tipos de válvulas.
........................................................................................................... 94
Tabela 4.6: Valoração do número de componentes e de custos de
fabricação. .......................................................................................... 95
Tabela 4.7: Valoração do critério rotação. ............................................ 96
Tabela 4.8: Ordenação das concepções do produto............................... 97
Tabela 5.1: Casa da qualidade (adaptação) ......................................... 100
Tabela 5.2: Danos causados por contaminantes (PARKER, 20XX;
DALLA LANA, 2005)..................................................................... 103
Tabela 5.3: Número de Reynolds calculado e velocidade. .................. 118
Tabela 5.4: Dados gerais da simulação. .............................................. 119
Tabela 5.5: Vazão observada no orifício de controle no caso II. ........ 130
Tabela 5.6: Forças existentes para o carretel com compensador de 90
graus e diâmetro de 17 mm para os caso I e caso II. ........................ 133
Tabela 5.7: Coeficiente de descarga do orifício. ................................. 133
Tabela 5.8: Características das molas utilizadas. ................................ 137
Tabela B.1: Componentes do sistema hidráulico. ............................... 171
Tabela B.2: Componentes utilizados nos ensaios das furadeiras. ....... 173
Tabela B.3: Instrumentos utilizados na bancada de ensaios do protótipo.
......................................................................................................... 178
Tabela C.1: Características do fluido..................................................181
Tabela C.2: Parâmetros modificados do modelo original idealizado...183
Tabela C.3: Parâmetros modificados para o modelo da furadeira original
adaptada.........................................................................................
184
Tabela C.4: Parâmetros modificados para a concepção I...................187
xxii
Tabela C.5: Parâmetros modificados para a concepção II..................190
Tabela C.6: Parâmetros modificados para a concepção III.................193
Tabela C.7: Parâmetros modificados na concepção III para a análise de
sensibilidade.........................................................................................195
xxiii
SIMBOLOGIA
Alfabeto Grego
ρ
μ
υ
φ
ω
ηv
ηg
Δp
δ
Massa específica
Viscosidade absoluta ou dinâmica
Viscosidade cinemática
Ângulo do vetor velocidade do fluido
Frequência de rotação
Rendimento Volumétrico
Rendimento Global
Diferença de pressão
Coeficiente de escoamento laminar
[kg/m³]
[Pa.s]
[m²/s]
[°]
[rad/s]
[%]
[%]
[Pa]
[Adm]
Alfabeto Latino
A
Aot
Aos
Aom
A0
Apf
Ap
AR
b
Cd
dex
din
dh
d
Dtc
Fesc
Fesc1
Fesc2
F1
F2
F3
P
Área da secção transversal de cada célula de transporte de fluído
Área do orifício da linha de retorno
Área do orifício da linha de suprimento
Área do orifício da linha do motor hidráulico
Área do orifício
Área de passagem do fluido
Área do compensador de pressão
Orifício do compensador de pressão
Largura da engrenagem
Coeficiente de descarga
Diâmetro externo da engrenagem
Diâmetro interno da engrenagem
Diâmetro hidráulico
Diâmetro da aresta de controle
Deslocamento volumétrico da bomba
Força de escoamento
Força de escoamento no orifício de controle
Força de escoamento no carretel deslizante
Força na área lateral do carretel deslizante
Força no obturador cônico e no compensador de
forças
Força na área externa do obturador cônico
Potência
[m²]
[m²]
[m²]
[m²]
[m²]
[m²]
[m²]
[m²]
[m]
[adm]
[m]
[m]
[m]
[m]
[m³/rad]
[N]
[N]
[N]
[N]
[N]
[N]
[kW]
xxiv
Pm
Pt
Per
ps
pa
pt
pc
ppaj
qc1
qc2
qvT
qvt
qvm
qvs
qv
qm
qab
qtm
qf
Re
Rt
Si
T
ui,j
v�
v
wi
x
z
Potência mecânica
Potência total
Perímetro molhado
Pressão de suprimento
Pressão na via A
Pressão na via de retorno
Pressão na via de carga
Pressão pré ajustada na válvula de alívio
Vazão a jusante da válvula de controle de vazão de
três vias
Vazão a montante da válvula de controle de vazão de
três vias
Vazão volumétrica que escoa pela linha de retorno
Vazão volumétrica que escoa pela linha de suprimento
Vazão volumétrica que escoa pela linha do atuador
hidráulico
Vazão não consumida
Vazão volumétrica
Vazão mássica
Vazão absorvida
Vazão geométrica
Vazão de fugas
Número de Reynolds
Número de Reynolds de transição
Peso absoluto do critério de seleção
Torque
Valoração do critério de seleção
Velocidade média do fluido
Velocidade do jato de fluido
Peso do critério de seleção
Abertura do obturador cônico
Número de dentes da engrenagem
[kW]
[kW]
[m]
[Pa]
[Pa]
[Pa]
[Pa]
[Pa]
[m³/s]
[m³/s]
[L/min]
[L/min]
[L/min]
[L/min]
[m³/s]
[kg/m³]
[m³/s]
[m³/s]
[m³/s]
[adm]
[adm]
[adm]
[Nm]
[adm]
[m/s]
[m/s]
[adm]
[m]
[adm]
xxv
RESUMO
Este trabalho apresenta o projeto de uma furadeira hidráulica. Esta
ferramenta hidráulica, fornecida pela empresa MEDAL Metalúrgica
Dalla Lana Ltda, tem seu uso focado no campo, acoplado as unidades
hidráulicas de tratores e os itens que o compõem basicamente são um
motor hidráulico e uma válvula divisora de vazão, que controla a rotação
do motor, sendo esta válvula o principal objeto de estudo do presente
trabalho.
Baseado em métodos fundamentados pela metodologia de projeto
PRODIP desenvolvida pelo NEDIP – UFSC definem-se concepções de
circuito hidráulico e de características relativas à construção das válvulas que possam atender as especificações de projeto levantadas.
De posse das concepções de soluções, realizam-se simulações a
partir de modelos matemáticos desenvolvidos no software AMESim
(Advanced Modeling Environment for performing Simulations), em que
os modelos são alimentados por dados experimentais, obtidos por meio
de ensaios realizados na bancada de testes com a furadeira hidráulica já
existente. Assim, os resultados obtidos para cada concepção de solução
são comparados entre si, e então, tem-se a escolha da concepção de
solução que melhor se adéqua as especificações de projeto.
Desta forma, a partir da escolha da concepção é realizada uma melhoria desta solução por meio de uma análise de sensibilidade dos parâmetros geométricos, no qual parâmetros geométricos são modificados e
analisados tendo como base critérios obtidos a partir das especificações
de projeto. As análises são realizadas por meio do software AMESim,
assim como dos softwares ANSYS-CFX e SolidWorks. Os softwares
são usados para o dimensionamento do protótipo da furadeira hidráulica,
estudo do escoamento interno na válvula e para a realização do projeto
do protótipo da solução adotada, sendo este fabricado e testado.
Assim, os resultados teóricos são comparados com os resultados
obtidos experimentalmente do protótipo desenvolvido baseado na concepção selecionada, no qual se percebe que houve uma redução do consumo de energia se comparado com o modelo original. Também se observou uma considerável redução nas forças de escoamento que agem
diretamente no seu acionamento, facilitando o uso da furadeira hidráulica e estando de acordo com os resultados obtidos por simulação.
xxvi
xxvii
ABSTRACT
This work presents the theoretical and experimental study focused
on the redesign of a hydraulic driller. This product already exists and it
is provided by Dalla Lana Medal Metallurgical Ltda. Its use is focused
in the field, attached to the tractor hydraulic units. This hydraulic component is composed mainly of a hydraulic motor and a speed control
system, that its the main object of study of this work.
Based on methods of design methodology PRODIP, developed by
NEDIP – UFSC, are studied the possible conceptions of the hydraulic
circuit and features for the construction of valves that can attend the
design specifications raised.
Selected the concepts of solutions, are performed simulations based
on mathematical models developed on the software AMESim (Advanced Mo-deling Environment for performing Simulations), in which
the models are powered by the experimental data obtained by tests performed on the test bench with the existing hydraulic driller. Thus, the
results obtained for each design solution are compared, and then has the
choice of design solution that best fits the design specifications.
With the choice of design, takes place a improve of this solution
with the use of sensitivity analysis, in which geometric parameters are
modified and analyzed based on criteria obtained from the design specifications. This analysis is performed using software AMESim, as well as
the ANSYS-CFX and SolidWorks. The softwares are used in the development of prototype project of the solution adopted, in the study of the
internal flow valve and in the design of the manufactured prototype.
Therefore, the theoretical results are compared with the experimental results of the prototype based on the design selected, in which one is
perceptible a reduction in energy consumption compared to the original
model. As also noted a considerable reduction in the flow forces that act
directly on the spool, facilitating the use of hydraulic driller, which is
similar with the simulated results.
xxviii
CAPÍTULO 1
INTRODUÇÃO
1.1 Contextualização
Nos últimos anos as empresas nacionais passaram a ter maior interesse na área de desenvolvimento de produto como pode ser visto nas
empresas que lideram o mercado e as que buscam a liderança. Um ótimo
caso para estudo são as montadoras de automóveis, que investem cada
vez mais em metodologia de desenvolvimento de produto para obterem
veículos com melhores características requisitadas pelo mercado com
custos menores. A utilização de softwares para simulação, modelagem
dimensional e estrutural nestas empresas está firmemente inserida e
tende cada vez mais em aumentar. O principal fator que tem incentivado
o uso destas metodologias é a concorrência que atua fortemente, oferecendo produtos com melhorias técnicas, de qualidade e confiabilidade.
Para Fargnoli et al. (2006), o desenvolvimento de produtos da indústria moderna tem se tornado uma tarefa muito difícil para os projetistas por causa da grande variedade de parâmetros que eles lidam, começando pelas características técnicas, perfil da empresa, até as mais restritas regulações e normas, principalmente nas que abordam a segurança e
o meio ambiente.
Logo, observa-se que existem muitas barreiras para obtenção de um
produto ótimo, sendo que para sistemas hidráulicos pode-se citar a padronização de componentes e a necessidade de possuir especialistas em
diversas áreas de conhecimento como os principais obstáculos de um
projeto de um circuito ou até de componente.
No caso dos componentes padronizados, tem-se o problema de limitar o engenheiro projetista, cabendo a ele adaptar todo o sistema para
os componentes a serem instalados, pois conforme Back et al. (2008), os
componentes aplicados no desenvolvimento de sistemas não são dimensionados exatamente de acordo com a necessidade, e sim selecionados
em catálogos especializados um componente que satisfaça parcialmente
a necessidade.
Para a necessidade de conhecimento do projetista e de sua equipe,
autores como Dixon (1991 apud BACK et al. 2008) e Merritt (1967)
enfatizam a importância de se possuir projetistas ou uma equipe capacitada em diversas áreas de conhecimento para o desenvolvimento de um
projeto adequado. Neste mesmo sentido, o dimensionamento e seleção
2
de componentes hidráulicos dependem significativamente do conhecimento do engenheiro projetista, como pode ser constatado a partir das
respostas obtidas nos questionários a engenheiros da área de hidráulica
realizados em Zimmermann (2003).
Outro ponto que se deve verificar é a influência do projeto sobre o
custo do produto. Barton et al. (2001) em suas pesquisas com diversos
autores sobre o quanto que o custo de projeto representa no custo do
produto, concluíram que o primeiro tem uma influência muito significativa em relação ao segundo, o que ressalta a importância pela busca de
um bom projeto.
Assim sendo, com a demanda pela sociedade em produtos cada vez
mais eficientes, além da demanda ambiental e a concorrência cada dia
mais evoluída, deve-se buscar o desenvolvimento de componentes e
sistemas com qualidade superior de projeto e com bom desempenho
para as suas funções, buscando assim tanto sistemas ambientalmente
corretos como eficientes.
Consequentemente, para a criação e melhoria de um produto deve
ser necessário o uso de ferramentas que auxiliem na análise e síntese dos
diversos parâmetros envolvidos no projeto de um produto. Deste modo
utiliza-se o modelo PRODIP como o modelo para sistematizar o desenvolvimento deste produto.
O produto a ser desenvolvido sob esta metodologia trata-se de uma
furadeira hidráulica voltada para o uso em sistema hidráulico móbil.
Este é um produto inovador, cuja área de aplicação enfoca os locais
remotos em que, no entanto, exista uma fonte de energia hidráulica disponível, tal como um trator equipado com uma unidade hidráulica no
meio de um campo.
Baseado neste cenário, uma furadeira hidráulica portátil e passível
de controle teria um vasto uso, como o conserto de um implemento agrícola com rebolos e brocas, perfuração em postes e baldrames, ou a utilização do motor hidráulico conectado a um acessório como uma serra
circular.
1.2 Objetivos
Há o interesse de reprojetar uma furadeira hidráulica, de modo a
buscar um melhor desempenho de seu funcionamento, melhorar seu
rendimento, tornar o produto mais seguro, reduzir seu peso.
A análise e reprojeto de sistemas e componentes hidráulicos e
pneumáticos têm sido temas constantes nas pesquisas realizadas no Laboratório de Sistemas Hidráulicos e Pneumáticos (LASHIP), onde se
Capítulo 1- Introdução
3
podem citar os trabalhos de Furst (2001), Souza (2005; 2010) e Matos
Filho (2007) no projeto de sistemas e componentes mecatrônicos, assim
como a análise em um sistema load sensing realizado por Retzlaff
(2007). Destaca-se também os trabalhos realizados no Núcleo de Desenvolvimento Integrado de Produtos (NeDIP), como Bitencourt (2001),
Santos (2001), Sakurada (2001) e Romano (2003), que abordam temas
relacionados ao reprojeto e metodologias de projeto.
Atualmente existe um modelo preliminar de furadeira que, porém,
apresenta alguns problemas observados em ensaios que necessitam ser
corrigidos, como vazamento externo de óleo, sistema de controle mal
dimensionado que requer uma força de acionamento elevada, não possui
limitação de torque, peso elevado e baixo rendimento. Desta forma, o
trabalho está focado na melhoria desta furadeira, com a melhoria destas
características e de acordo com as especificações a serem levantadas.
Como contribuições e objetivos científicos para a área, tendo em
vista o projeto da furadeira hidráulica, pode-se destacar a forma de melhorar componentes hidráulicos sob o enfoque das necessidades dos
usuários assim como caracterizar procedimentos metodológicos específicos para projetos de sistemas hidráulicos.
Assim, tendo como suporte a estrutura tanto física como acadêmica
do LASHIP/EMC, realiza-se esta dissertação na área de projeto de componentes hidráulicos, cujo objeto de trabalho será a construção de um
novo protótipo da furadeira hidráulica. Este trabalho baseia-se na metodologia de projeto desenvolvida pelo NeDIP, com o aporte de experimentos e medições em diferentes gerações de protótipos usando, complementarmente, computacionais como SolidWorks, AMESim e Ansys
CFX.
1.3 Metodologia empregada
Esta dissertação de mestrado envolve um projeto teóricoexperimental de uma furadeira hidráulica, em que o estudo está direcionado na avaliação do comportamento da furadeira e desenvolvimento de
soluções para solução das deficiências encontradas neste modelo. O
desenvolvimento deste projeto baseia-se no uso de uma metodologia de
projeto, sendo empregada o modelo PRODIP na investigação proposta.
Conforme os autores Romano (2003) e Back et al. (2008), este modelo
procura sistematizar e formalizar o processo de desenvolvimento de
produto de modo a integrar suas fases e desenvolver o projeto utilizando
o conceito de engenharia simultânea.
4
O PRODIP é dividido em oito fases, visto na Figura 1.1. Como se
pode notar, Romano (2003) define o processo de desenvolvimento de
produto em três macros fases: Planejamento, Projetação e Implementação. Por limitação de tempo para a conclusão desta dissertação, almejase realizar a segunda macro fase, que consiste no reprojeto do produto.
Figura 1.1: Macro fases e fases do processo de desenvolvimento de
produto (ROMANO, 2003).
Desta maneira, juntamente com o planejamento de projeto, este
destinado ao planejamento e organização do trabalho, as fases desenvolvidas nesta dissertação apresentam-se resumidamente a seguir (BACK,
et al., 2008):
FASE 1 – Projeto Informacional: Esta fase é dedicada a obtenção
das especificações de projeto a partir dos requisitos de projeto e de cliente, além de seus atributos derivados. A sua importância para o produto
é gerar as especificações bem como as restrições do projeto.
FASE 2 – Projeto Conceitual: Destina-se ao desenvolvimento da
concepção do produto. Com as informações das especificações de projeto oriundas da fase de projeto informacional, e com o uso de diversos
métodos, tais como os métodos de valoração e síntese de funções, chega-se a uma configuração e a um esboço inicial do produto. Para o projeto, esta fase tem fundamental importância por escolher as concepções
a serem estudadas.
FASE 3 – Projeto Preliminar: Ocorre a materialização dos esboços
e dimensionamento do produto. Nela, tem-se o estudo quantitativo do
produto, em que todas as idéias das fases anteriores serão transformadas
em configurações viáveis. Ainda, tem o estudo de sua manufatura e
tolerâncias. No projeto preliminar o uso de ferramentas computacionais
tais como Matlab, SolidWorks e Ansys é intensivo, em conjunto com
outros conceitos de otimização integrada de produto.
Capítulo 1- Introdução
5
FASE 4 – Projeto Detalhado: Esta fase destina-se a fabricação,
construção e aprovação do protótipo, assim como a elaboração de planos
de manufatura. A validação do protótipo é realizada através de ensaios e
testes, analisando-se seu funcionamento bem como fatores de segurança.
1.4 Abrangência
Como se trata de um projeto amplo, o trabalho baseia-se na análise
e dimensionamento dos componentes de controle hidráulicos da furadeira. O trabalho será focado de forma a resolver e melhorar os problemas
encontrados no protótipo, tais como o seu sistema de acionamento, força
de acionamento, eficiência energética, vazamentos externos dentre outros posteriormente citados no decorrer do texto.
1.5 Justificativas
Este trabalho justifica-se pela necessidade de:
Sistematização de projetos hidráulicos, gestão de conhecimento,
de produtos e tecnologias a serem aplicadas em componentes e
sistemas hidráulicos no mercado nacional é uma demanda crescente tanto pela parte acadêmica como pela parte industrial
•
Criar um produto com um rendimento superior ao atual, assim
como melhorar seu funcionamento e facilitar seu uso, sendo suas
soluções baseadas em ferramentas de desenvolvimento de projeto.
•
Contribuição metodológica, a partir da aplicação e desenvolvimento de metodologias de projeto para componentes hidráulicos.
•
Desenvolver modelos teóricos assim como efetuar testes experimentais tanto para o protótipo fornecido pela empresa como para
o novo protótipo a ser desenvolvido neste trabalho, uma vez que
estas análises teórico-experimentais permitem uma maior clareza
quanto ao desempenho do componente estudado, assim como para outros possíveis estudos.
•
1.6 Estrutura deste documento
Este trabalho será apresentado da seguinte forma:
No Capítulo 1 é apresentada a descrição do trabalho enfocando os
objetivos, justificativas e a metodologia aplicada.
6
No Capítulo 2 é apresentado o projeto informacional do produto,
com informações do protótipo da furadeira, aspectos gerais bem como o
princípio de funcionamento e levantamento de informações relativas a
sistemas hidráulicos móbeis, informações de produtos concorrentes,
análise de outras tecnologias, assim como os requisitos e o levantamento
das especificações de projeto.
No Capítulo 3 desenvolvem-se estruturas funcionais alternativas do
produto com o objetivo de selecionar a mais adequada, para posteriormente desenvolver as concepções de produto.
O Capítulo 4 apresenta-se o ensaio realizado em bancada de testes
no modelo original da furadeira hidráulica. Também são apresentadas as
modelagens teóricas realizadas com o software AMESim para o modelo
original e para as soluções de concepção apontadas no Capítulo 3. Com
os resultados obtidos pela modelagem teórica, as soluções são comparadas com o objetivo de selecionar a melhor concepção.
O Capítulo 5 realiza-se a melhoria da concepção selecionada a partir de uma análise de sensibilidade sobre os critérios obtidos a partir das
especificações de projeto. Neste capítulo utiliza-se também o software
AMESim, assim como os softwares ANSYS-CFX e SolidWorks visando o estudo do escoamento.
No Capítulo 6 apresenta o projeto e o protótipo construido, no qual
neste realizam-se ensaios experimentais, sendo que os resultados dos
ensaios são comparados com os resultados teóricos obtidos no ANSYSCFX e AMESim.
No Capítulo 7 são apresentadas as conclusões e sugestões para trabalhos futuros.
CAPÍTULO 2
PROJETO INFORMACIONAL
De acordo com Back et al. (2008), a fase de projeto informacional
destina-se a definição das especificações de projeto do produto. Esta é
uma fase de grande importância, pois além de facilitar a compreensão e
a descrição do problema de forma tanto quantitativa como qualitativa,
ela fornece a base na qual serão montados os critérios de avaliação de
todas as tomadas de decisão existentes nas etapas posteriores do processo de projeto.
Desta forma, apresenta-se neste capítulo o contexto que justifica o
desenvolvimento da furadeira hidráulica, o modelo já existente, os produtos e tecnologias existentes nesta área assim como as necessidades e
requisitos dos usuários deste produto, sendo que com estas informações
são elaboradas as especificações de projeto.
2.1 Planejamento de produto
O produto a ser desenvolvido trata-se de uma furadeira a ser utilizada em situações em que exista uma fonte de energia hidráulica disponível ou que o uso ocorra em locais em que não se possa utilizar uma
furadeira elétrica por questões de segurança operacional, como por exemplo, em locais úmidos, em campo aberto ou abaixo de intempéries,
como a chuva.
Para o desenvolvimento deste produto, necessita-se de um planejamento para que o produto atenda as necessidades dos usuários assim
como atenda características funcionais básicas de uso e segurança. Back
et al. (2008) definem o planejamento de produtos como um processo
multidisciplinar e abrangente que requer informações e conhecimentos
de várias áreas, sejam internos ou externos a organização. Eles também
tratam o planejamento de produtos como um processo criativo e ao
mesmo tempo sistemático para geração e seleção de idéias.
Desta forma, o planejamento para este produto ocorre primeiramente com a análise do produto já existente e fornecido pela empresa. Posteriormente verificam-se os produtos similares existentes no mercado e os
sistemas hidráulicos utilizados em tratores. Deve-se ressaltar da exigência do fabricante em ser um produto movido a energia hidráulica.
Conforme será apresentado, analisam-se as necessidades fornecidas
pelos usuários, transcrevendo as mesmas em requisitos dos usuários e
8
em requisitos de projeto, de modo a possibilitar a montagem de uma
matriz de desdobramento da função qualidade com o objetivo de obter
as especificações de projeto.
2.1.1 Modelo original
Fornecido pela MEDAL, o modelo original da furadeira hidráulica,
apresentado na Figura 2.1, tem como principais componentes um motor
hidráulico de engrenagens internas, uma válvula de assento cônico e
uma válvula de retenção.
Figura 2.1: Modelo original da furadeira hidráulica.
O circuito hidráulico desta furadeira pode ser observado no diagrama da Figura 2.2. O funcionamento deste circuito ocorre da seguinte
maneira: Tem-se uma fonte de vazão de fluido hidráulico (0Z1), sendo
que esta linha se conecta com a furadeira hidráulica com o uso de uma
mangueira (1Z1). Posteriormente existe uma válvula de assento cônico
(1V2) que controla a pressão na linha de suprimento. Quando esta pressão, obtida a partir da regulagem do orifício de controle, é superior a
pressão de abertura da válvula de retenção (1V1), ocorre a abertura desta
válvula desviando uma parte da vazão para o motor hidráulico (1M1), o
qual transforma esta energia hidráulica em energia mecânica. Após o
fluido passar pelo motor hidráulico e/ou válvula de controle, ele retorna
para o reservatório (T) pela mangueira de retorno (1Z2). No projeto
original deste modelo também existe uma válvula de retenção (1V3) na
linha de retorno para evitar uma ligação inversa das linhas de suprimento ou retorno, porém no protótipo tal válvula não existe.
Capítulo 2 – Projeto Informacional
9
1M1
1V2
1V3
1V1
1Z2
1Z1
T
0Z1
Figura 2.2: Diagrama hidráulico do modelo original.
O método de controle de vazão utilizada por esta válvula é por sangria (bleed-off). Conforme Linsingen (2008) este tipo de controle consiste na retirada controlada de parte da vazão da bomba para o reservatório. Devido a esta característica de desvio de vazão, a pressão na saída
da bomba é uma função do valor da carga aplicada. Assim, se a carga
varia durante a operação do equipamento, a pressão na saída da bomba
e, consequentemente, a sua potência de acionamento variam.
Para sistemas hidráulicos que utilizem bombas de deslocamento fixo, o sistema de controle por sangria consome menos potência se comparado com os outros sistemas de controle de vazão (controle de vazão
na entrada e controle de vazão na saída – discutidas no Capítulo 3), uma
vez que estes métodos trabalham com a pressão máxima na saída da
bomba, esta determinada pela válvula de alívio.
A partir de ensaios realizados em bancada 1, observou-se que o protótipo original apresenta diversos problemas em seu funcionamento, tais
como vazamentos de óleo para o ambiente a partir do eixo do motor e
pelo carretel da válvula, fragilidade do sistema de acionamento e calço
hidráulico no carretel da válvula 1V2, sendo este o seu principal pro1
Estes ensaios são similares aos ensaios descritos no capítulo 4.
10
blema. Este calço hidráulico existente na válvula de controle causa uma
força excessiva 2 para abertura ou fechamento do carretel ou até mesmo
o seu travamento, o que impossibilita o uso do equipamento.
O protótipo em questão possui como características uma frequência
de rotação de aproximadamente 3500 r/min para uma vazão de 50
L/min, suporta uma pressão de até 200 bar e um torque máximo de 15
Nm.
2.2 Análise de mercado, produtos e das tecnologias – Estado da arte
de furadeiras
De acordo com Back et al. (2008), a análise de mercado tem como
objetivos gerais levantar a situação atual de produtos da empresa e de
seus concorrentes, identificar aplicações alternativas ou segmentos de
mercado, bem como seu tamanho. Assim como nesta análise deve-se
investigar e descrever os problemas e deficiências relacionados aos produtos da empresa e avalia-se o potencial e o nível de preço de mercado
para produtos e peças de reposição.
Portanto, nesta seção levanta-se a situação atual dos produtos e tecnologias concorrentes, assim como são descritas as vantagens e desvantagens relacionadas a estes produtos. Através de pesquisas de preços,
são levantados os custos de aquisição dos produtos concorrentes.
2.2.1 Furadeiras manuais
Furadeira com acionamento manual são as furadeiras que utilizam a
força humana para realizar a furação. Elas foram os primeiros equipamentos desenvolvidos para furação e possuem como vantagem a grande
portabilidade e uso em qualquer local em que não haja nenhuma fonte
de energia disponível. A maior desvantagem está na baixa potência existente, sendo utilizadas basicamente para furos em madeira, sendo substituída quase que totalmente pela furadeira elétrica. Como exemplo de
furadeira com acionamento manual, pode-se citar o arco de pua e a furadeira de peito manual, esta apresentada na Figura 2.3.
2
Esta força excessiva durante os ensaios causou a quebra do gatilho utilizado para posicionamento do carretel. Posteriormente nos ensaios utilizou-se de uma alavanca para posicionamento do carretel.
11
Figura 2.3: Furadeira de peito manual (WIKIMEDIA COMMONS,
2011)
2.2.2 Furadeiras elétricas
As furadeiras com princípio de funcionamento elétrico atualmente
são as mais difundidas e utilizadas. Estes equipamentos possuem uma
boa relação peso/potência, facilidade de uso e alta versatilidade. Tanto
que existem equipamentos alimentados tanto por baterias quanto conectadas a rede elétrica. São exemplos destes tipos de ferramentas as furadeiras, os marteletes e as aparafusadeiras.
Para exemplificar o uso de um equipamento elétrico do mesmo porte da furadeira hidráulica a ser desenvolvida, pode-se citar a furadeira
GBM 23-2 da BOSCH representada na Figura 2.4. Este equipamento
possui potência de 1150 W com dois níveis de frequência de rotação,
sendo estas 400 e 920 r/min e possui um peso de 4,6 kg. Seu preço varia
entre R$ 2215,00 a R$ 3750,00.
Figura 2.4: Furadeira elétrica (BOSCH, 2009).
12
2.2.3 Furadeiras pneumáticas
Equipamentos movidos a energia pneumática geralmente são utilizados em linhas de montagem, na qual há uma linha de ar comprimido
disponível. Estes equipamentos pneumáticos geralmente possuem um
baixo peso, facilidade de uso, de conectar ou desconectar na linha de ar
comprimido. Como desvantagens se podem citar a necessidade de uma
linha de ar comprimido com filtragem adequada e com capacidade de
atender ao consumo de ar requerido por este equipamento.
Na Figura 2.5 apresenta uma furadeira pneumática reversível
SCHULTZ modelo SFF12, que possui como principais características a
frequência de rotação de 750 r/min, potência de 373 W e peso de 1,8 kg,
consumo de ar de 708 NL/min com uma pressão de trabalho de 6 bar.
Seu preço varia de R$ 420,00 a R$ 490,00.
Figura 2.5: Furadeira Pneumática (SCHULZ, 2004).
2.2.4 Furadeiras hidráulicas
Utilizadas principalmente em áreas que lidam com mineração e extração petróleo, os equipamentos hidráulicos gozam de uma baixa relação peso/potência, além de alguns possuírem capacidade para operação
abaixo da água.
O modelo STANLEY CD10 (Figura 2.4) é uma furadeira para furos
de até 160 mm em concreto, alvenaria ou material asfáltico. Ela pode ser
operada com as mãos livres ou montada em um módulo de perfuração
opcional. Possui uma caixa de três velocidades equipada com embreagem que protege as engrenagens contra o torque excessivo. Este modelo
requer uma vazão mínima de 22 L/min, sendo que a vazão adicional
13
automaticamente retorna para o reservatório até uma vazão máxima de
50 L/min. Seu preço é próximo a US$ 3500,00 nos Estados Unidos.
Figura 2.6: Furadeira hidráulica Stanley CD10 (STANLEY, 2010).
A furadeira hidráulica STANLEY DL07 (Figura 2.7) é utilizada para realização de furos em madeira, metal e alvenaria. Ela possui capacidade de reversão de rotação, sendo que válvulas de retenção evitam o
giro do equipamento quando ocorre a inversão. É revestida com uma
camada forte e espessa de isolante espumado, transmitindo pouco calor
para a mão do usuário. Este modelo possui uma válvula para seleção de
operação por um sistema hidráulico de centro aberto ou centro fechado.
A furadeira possui um peso de 2,7 kg, torque máximo de 2,6 Nm (para
uma pressão de 160 bar) e seu preço nos Estados Unidos está na faixa de
US$ 1000,00.
Figura 2.7: Furadeira hidráulica Stanley DL07 (STANLEY, 2010).
O martelete hidráulico STANLEY HD08 (Figura 2.8) possui como
finalidade a perfuração de rochas, concreto, alvenaria ou madeira. O
14
equipamento possui uma válvula de controle de vazão, pode ser utilizada para unidades hidráulicas com vazão entre 11 a 34 L/min. Seu preço
é da ordem de US$ 3000 dólares (EUA).
Figura 2.8: Martelete hidráulico Stanley HD08 (STANLEY, 2010).
Na Tabela 2.1 apresenta-se uma comparação entre as furadeiras hidráulicas comerciais citadas anteriormente. Percebe-se nesta tabela as
relações de peso, de dimensões existentes nos modelos hidráulicos, assim como que a frequência de rotação é uma função da vazão que alimenta a furadeira hidráulica, exceto para o modelo CD10, que utiliza
uma válvula limitadora de vazão.
Tabela 2.1: Modelos de furadeiras hidráulicas (STANLEY, 2010).
Modelo
Peso
(kg)
Comprimento
(cm)
Pressão
(bar)
Vazão
(L/min)
HD08
2,7
35
50-114
11-34
DL07
2.7
22,9
140
45
CD10
8,5
490
69-140
22-50
Rotação
1175 r/min
@ 22,8
L/min
1250 r/min
@38
L/min
380, 900 e
1800 r/min
2.3 Sistema hidráulico em tratores
O estudo de sistemas hidráulicos em tratores tem como objetivo caracterizar a fonte de energia hidráulica que alimentará a furadeira hidráulica.
15
De acordo com Linsingen (2008), a limitação e/ou controle de energia em sistemas hidráulicos em princípio realiza-se por meio de
componentes físicos que alteram os valores de vazão e/ou pressão segundo o princípio de dois tipos de ação: controle resistivo e controle
conservativo. Para o controle resistivo, a ação de limitação ou controle
está associada à dissipação de energia, já para o controle conservativo, a
ação de limitação ou controle realiza-se com uma dissipação pequena de
energia.
Assim sendo, pode-se também classificar os sistemas hidráulicos
utilizados em tratores geralmente em dois tipos: sistemas que utilizam
válvulas limitadoras de pressão e sistemas com sensibilidade de carga
(load sensing). Para o primeiro sistema, a limitação de energia ocorre
com o controle da vazão/pressão a partir do uso de uma válvula limitadora de pressão, que dissipa a energia não consumida pelos atuadores. Já
para o caso do sistema com sensibilidade de carga, realiza-se o controle
de energia a partir da regulação da pressão na linha de suprimento conforme a necessidade dos atuadores.
Os sistemas móbeis também podem contar com o uso de bombas de
deslocamento variável ou deslocamento fixo. Para o uso de bombas de
deslocamento variável, regula-se a vazão fornecida pela bomba conforme o consumo dos atuadores, reduzindo assim a potência dissipada.
Normalmente para estas bombas utilizam-se sistemas com válvulas de
controle de centro fechado ou sistemas load sensing. Portanto, consideram-se sistemas que utilizem bombas de deslocamento variável como
sistemas de controle conservativo uma vez que conserva energia com a
variação da vazão.
Já para bombas de deslocamento fixo, a vazão fornecida é constante, neste caso podem-se utilizar válvulas de controle de centro aberto
com limitação de pressão ou um sistema load sensing. A seguir apresenta-se de forma detalha tais sistemas.
2.3.1 Sistema com limitação de pressão
Os sistemas móbeis que utilizam válvulas limitadoras de pressão
podem ser subdivididos em dois tipos, os que utilizam válvulas de controle de centro aberto e os que utilizam válvulas de controle de centro
fechado. A Figura 2.9 representa um circuito hidráulico típico de um
trator, formado por uma bomba de deslocamento fixo (0P1) conectada
ao motor do trator (0M1), possuindo uma válvula de alívio (0V1) para
limitar a pressão máxima do sistema hidráulico e uma válvula de contro-
16
le tipo centro aberto (1V1) conectado a um atuador (1A1) e a uma válvula de orifício (1V2) utilizada para controlar a velocidade do cilindro.
Figura 2.9: Sistema hidráulico com válvula de centro aberto e bomba de deslocamento fixo (adaptado de RETZLAFF, 2007).
Caso se utilize uma bomba de deslocamento fixo, a principal vantagem de sistemas de válvulas de centro aberto em relação a que utilizam
válvulas de centro fechado, é que quando a válvula esteja centrada toda
a vazão que passa por esta válvula é redirecionada para o retorno. Para
válvulas de centro fechado, a vazão é drenada pela válvula de alívio,
mantendo, desta forma, a pressão na linha de suprimento igual à pressão
pré ajustada na válvula de alivio (pPaj).
A potência dissipada em sistemas de centro aberto tem origem apenas nas perdas de carga entre a saída da bomba e o retorno, ao contrário
do sistema que utiliza válvulas de centro fechado, que funciona sob a
pressão máxima de trabalho. Quando a válvula de controle de um sistema hidráulico com centro aberto está ativada, seu funcionamento e características são idênticos a um sistema que utiliza uma válvula de centro fechado
Já para sistemas que atuam sob o principio de limitação de pressão
e que façam o uso de uma bomba de deslocamento variável, utiliza-se a
válvula de controle tipo centro fechado uma vez que, nestes casos,
quando a válvula de controle está em sua posição central, a vazão fornecida pela bomba é mínima, reduzindo assim a potência dissipada, como
observado na Figura 2.10.
17
Figura 2.10: Sistema hidráulico com vazão variável e pressão de
trabalho ajustada (RETZLAFF, 2007).
2.3.2 Sistemas load sensing
Os sistemas load sensing apresentam a vantagem da redução da energia dissipada em relação aos sistemas de controle resistivo, esta sendo obtida através do controle da pressão de suprimento em sistemas que
utilizam bombas de deslocamento fixo ou através do controle da vazão e
pressão em sistemas portadores de bombas de deslocamento variável.
Os sistemas load sensing com bomba de deslocamento fixo, como
ilustrado na Figura 2.11, possuem uma válvula compensadora de pressão de dupla pilotagem (0V1), no qual as pressões das linhas de pilotagem são a pressão de carga do sistema, obtida após o orifício localizado
na válvula direcional (1V1) e a pressão de suprimento. Esta válvula atua
regulando a pressão no suprimento de forma a manter a queda de pressão constante no orifício.
Com relação ao gráfico da Figura 2.11, observa-se uma redução da
potência dissipada em relação ao gráfico do circuito da Figura 2.9. Isto é
conseqüência da presença do compensador de pressão, que mantém uma
diferença de pressão constante, referente à pressão de mola, entre os
circuitos de potência e de atuação. Portanto, a potência dissipada neste
sistema é menor em relação à potência dissipada no sistema com bomba
18
de deslocamento fixo e válvula limitadora de pressão (RETZLAFF,
2007).
Figura 2.11: Sistema hidráulico com controle da pressão de suprimento (RETZLAFF, 2007).
Na Figura 2.12 observa-se um sistema load sensing com bomba de
deslocamento variável, em que a vazão da bomba é regulada de forma a
manter constante a queda de pressão por um orifício da válvula direcional, independentemente da pressão de carga. Este processo de controle é
realizado por meio de uma realimentação da queda de pressão através do
orifício por uma linha de pilotagem (linha sensora de carga) para uma
válvula de controle (normalmente denominada de reguladora de pressão
e vazão) localizada na bomba (0P1). Isto assegura que a perda de pressão através do orifício seja mantida a um valor mínimo (WU, et al.,
2005).
Com relação ao gráfico da Figura 2.12, a vazão fornecida pela
bomba (qvt) é igual a vazão consumida pelo sistema de atuação (qvu),
independentemente do regime de operação. De modo análogo, a diferença entre as pressões de suprimento (pp) e de carga (pc) se mantém
constante, segundo a pré-carga na mola da válvula de controle. Portanto,
a potência dissipada neste sistema, indicada no diagrama da figura, é
bastante reduzida (RETZLAFF, 2007).
19
Figura 2.12: Sistema hidráulico com controle de pressão e vazão
(RETZLAFF, 2007).
2.3.3 Mercado brasileiro de tratores e características de seus sistemas
hidráulicos
De forma a caracterizar o sistema hidráulico encontrado em tratores
para conhecer as especificações da unidade hidráulica que a furadeira irá
utilizar, inicialmente realizou-se uma pesquisa sobre o perfil de tratores
existentes no mercado nacional. O levantamento de informações baseouse nos dados de venda de tratores nos últimos cinco anos (2006-2010)
obtidos na Associação Nacional dos Fabricantes de Veículos Automotores (ANFAVEA).
Analisando as vendas de tratores no mercado interno brasileiro, podem-se dividir as mesmas em 4 classes de tratores, conforme observado
na Figura 2.13, sendo estas delimitadas pela potência do motor. Nela
observa-se que a maior fatia de mercado trata-se de tratores da faixa de
50 a 99 CV (36,7 a 72,8 kW). A venda nesta faixa de potência dos tratores teve um impulso devido ao programa de financiamento com taxas
baixas de juros do governo federal para venda de tratores da linha de
agricultura familiar, que são tratores com até 75 CV, em que cerca de
38% dos tratores vendidos no Brasil estão inclusos neste programa
(BRASIL, 2011).
20
1%
3%
34%
até 49 CV
50-99 CV
100-199 CV
acima de 200 CV
62%
Figura 2.13: Venda de tratores no mercado brasileiro no período de
2006 à 2010 (ANFAVEA, 2011).
Em função do alto percentual de vendas de tratores da faixa de potência de 50 a 99 CV, analisaram-se os modelos vendidos neste período
que se encaixam nesta faixa de potência. Assim, de acordo com os relatórios anuais de vendas de tratores neste período (ANFAVEA, 2011),
percebe-se que os principais modelos vendidos são o trator TL 75E, da
New Holland, e o trator modelo MF 275, da marca Massey Ferguson.
Neste período suas vendas somadas correspondem a aproximadamente
18% do mercado nacional de tratores e a 30% das vendas em sua faixa
de potência. Pode-se verificar que esta tendência de vendas vem de um
período anterior ao pesquisado nos relatórios da Anfavea, pois conforme
a Revista Rural (2001), informa que pelo ano de 2001 de cada 100 tratores vendidos, 20 eram do modelo MF 275.
Desta forma, levando em conta estes dois modelos assim como outros modelos pertencentes a esta faixa, consegue-se estimar as especificações do sistema hidráulico que a furadeira hidráulica irá utilizar, conforme visto na Tabela 2.2. Observando esta tabela, pode-se notar que a
pressão máxima é de 190 bar e o uso de bombas de deslocamento fixo
com valores de vazão na faixa dos 40 L/min. Outra característica comum a estes modelos é o uso de válvulas de centro aberto, uma vez que
a bomba hidráulica do trator está sempre em funcionamento.
21
Tabela 2.2: Características gerais do sistema hidráulico de tratores.
Quantidade
de Válvulas
Vazão da bomba de
engrenagens [L/min]
Pressão
máxima
[bar]
TL 75E (NEW
HOLLAND, 2010)
MF 275 (MASSEY
FERGUSON, 2009)
Não informado
44,5
190
1-2
42
170
JD 5603, (JOHN
DEERE, 2010)
Valtra A750
(VALTRA, 2011)
2
43
190
1
25,3
(40 opcional)
176,5
Modelo
Assim, considera-se que a furadeira hidráulica deva trabalhar a
pressão máxima nominal de 190 bar, com uma vazão máxima de 50
L/min, de forma e englobar boa parte dos tratores disponíveis nesta
faixa. Cabe salientar que tratores de potências superiores podem possuir
blocos de controle load sensing, que possuem válvulas de controle de
vazão para regulagem, fazendo que o equipamento possa trabalhar com
uma vazão menor que a máxima de tal modo que a furadeira pode ser
utilizada nestes tratores.
2.4 Ciclo de vida do produto
Todo produto, independente de sua natureza ou característica, tem
um ciclo de vida. De acordo com Back et al. (2008), o ciclo de vida do
produto em geral tem dois significados. No primeiro caso, é usado para
expressar o período entre o lançamento e a retirada do produto no mercado. Já, o segundo significa a seqüência de fases de desenvolvimento
de produtos, começando pela busca de oportunidades no mercado, passando pelo planejamento do produto, projeto, fabricação, distribuição,
uso e descarte do produto.
Sob o ponto de vista econômico, o ciclo de vida do produto inicia
com lucro negativo, atingindo a maturidade durante o período de vendas
máximas e encerrando o ciclo com a queda acentuada das vendas e redução dos lucros.
Do ponto de vista da inovação, segundo Patterson (1993 apud
OGLIARI, 2009), o ciclo de vida do produto começa com a percepção
da oportunidade, seguindo para o início das atividades do projeto, espe-
22
cificação do produto, lançamento, quando se tem então os primeiros
clientes satisfeitos e início da fase de retorno sobre o investimento ou
fluxo de caixa positivo.
Para projetos de evolução e de variação, como está inserido este
projeto, geralmente o ciclo de vida restringe-se nas fases de projeto. Às
vezes são introduzidas modificações somente em partes, de componentes ou subsistemas que venham apresentando muitas falhas ou de tecnologias obsoletas. Para estes tipos de projetos já existem informações da
maioria dos usuários que desenvolvem atividades ao longo do ciclo de
vida do produto (BACK et al., 2008).
2.5 Identificação dos usuários
A definição de usuário utilizada provém de Back et al. (2008), no
qual utilizam este termo de forma a representar todas as pessoas e organizações que de alguma forma tem interesse ou que serão afetadas pelo
produto ao longo de seu ciclo de vida. Os autores alegam que devem ser
considerados os usuários envolvidos no uso do produto e no processo de
fabricação do mesmo, fazendo que o termo de usuário de produto seja
amplo, já que engloba tudo que atua diretamente ou indiretamente em
todas as fases de vida do produto.
Desta forma, pode-se definir que os usuários internos deste produto
tratam-se do projetista, consultores, pessoal para fabricação e montagem, pessoal de fornecimento de matéria prima, fornecedores de componentes utilizados na montagem do produto. Já os usuários externos
são os revendedores, financiadores, clientes finais (consumidores) e
assistência técnica, sendo que estes estão todos envolvidos em algum
ponto do ciclo de vida do produto, neste projeto como dito anteriormente, definido pelas fases de projeto.
2.6 Necessidades e requisitos dos usuários
A necessidade do usuário expressa o que o consumidor precisa sua
vontade, desejos e expectativas. Essas necessidades normalmente são
apresentadas numa linguagem natural e livre dos consumidores, sem
nenhuma padronização de termos e classificações (BACK, et al., 2008).
Obteve-se as necessidades dos usuários a partir de questionamentos, reuniões e entrevistas a sete pessoas que atuam diretamente e indiretamente ao uso do produto, tais como pessoal que atua na manutenção
de tratores, projetistas e engenheiros de produtos móbeis, revendedores
de implementos agrícolas, assim como as necessidades e requisitos indi-
23
cados pela empresa autora desta demanda. Uma descrição mais completa sobre esta pesquisa encontra-se no Apêndice A. Apresentam-se abaixo as necessidades apontadas:
• Manutenção rápida;
• Ter baixa freqüência de manutenção;
• Baixo custo de manutenção;
• Não quebre;
• De preferência fabricado por métodos convencionais;
• Atenda as normas;
• Ter um número reduzido de componentes;
• Leve;
• Barato;
• Não ofereça riscos ao usar;
• Seja fácil de usar;
• Ergonômico;
• Eficiente;
• Tenha versatilidade de uso;
• Utilize energia hidráulica;
• Robusta;
• Baixo tempo de montagem e desmontagem 3;
• Fácil de conectar e desconectar 4;
• Pode ser utilizado em diferentes equipamentos;
• Possa alterar a velocidade;
• Ter longa vida útil;
• Seja bonito;
• Tenha homogeneidade em seu funcionamento;
• Não tenha vazamentos;
• Seja reciclável;
• Não polua o meio ambiente.
Já na Tabela 2.3 apresentam-se os requisitos dos usuários, obtidos a
partir da transcrição das necessidades citadas anteriormente. As categorias de atributos apresentadas foram definidas conforme as necessidades
apresentadas pelos usuários. Posteriormente, atribui-se valores a estes
requisitos do usuário como forma de classificar sua importância, como
se pode observar na Tabela 2.4.
3
4
Refere-se à montagem de seus componentes internos.
Refere-se à conexão ou desconexão da furadeira hidráulica ao trator.
24
Destas necessidades e requisitos, podem-se perceber especialmente
duas especificações primordiais para o projeto. Estas especificações são
que o equipamento não possua vazamentos externos e que utilizem energia hidráulica. A primeira ainda é transformada em requisito de projeto a fim de buscar uma relação entre as outras condições, enquanto a
segunda é transformada diretamente em uma especificação para o produto.
Tabela 2.3: Tradução das necessidades em requisitos dos usuários.
Atributo
Necessidades dos
usuários
Manutenção rápida
Mantenabilidade
Confiabilidade
Fabricabilidade
Legalidade
Usabilidade
Ter baixa frequência de
manutenção
Baixo custo de
manutenção
Não quebre
Ter longa vida útil
Robusta
Tenha um número reduzido de componentes
De preferência fabricado
por métodos
convencionais
Barato
Atenda as normas
Seja fácil de usar
Fácil de conectar e desconectar da unidade
hidráulica
Ergonômico
Pode ser utilizado em
diferentes equipamentos
Baixo tempo de montagem e desmontagem
Requisitos dos usuários
Manutenção realizada em
um curto período de tempo
Baixa frequência de manutenção
Baixo custo de
manutenção
Alta confiabilidade
Longa vida útil
Ter poucos componentes
Fabricação por métodos
convencionais
Baixo custo de fabricação
Atenda as normas relativas ao produto
Facilidade de uso
Facilidade e tempo na
conexão e desconexão da
furadeira
Ergonômico
Montagem em equipamentos diferentes;
Versátil
Baixo tempo de montagem e desmontagem
25
Tenha homogeneidade em
seu funcionamento
Leve
Não tenha vazamentos
Eficiente
Funcionamento
uniforme
Baixo peso
Sem vazamentos
Eficiente
Possa alterar a
velocidade
Deve possuir controle
de rotação
Esteticidade
Segurança
Seja bonito
Não ofereça riscos ao usar
Reciclabilidade
Seja reciclável
Boa estética
Seguro no uso
Componentes recicláveis
Ecologicamente correto
Baixo custo
Funcionalidade
Descartabilidade
Vendabilidade
Não polua o meio
ambiente
Barato
2.7 Requisitos de projeto
A partir dos requisitos dos usuários obtêm-se os requisitos de projeto de maneira que possam ser quantificados e/ou apresentem uma característica desejada. Podem-se dividir tais requisitos de projeto em quatro
grandes categorias características de um produto – manutenção e confiabilidade, fabricação, utilização e descarte – sendo estas apresentadas a
seguir. Posteriormente com o uso de uma matriz Casa da Qualidade,
podem-se relacionar os requisitos estabelecidos pelos usuários com os
requisitos de projeto, assim como relacionar tais requisitos de usuários
com os produtos similares existentes no mercado.
2.7.1 Manutenção e confiabilidade
Este tópico trata-se dos requisitos de projeto que correspondem à
manutenção do funcionamento do produto. Estes requisitos são:
•
Tempo de manutenção: Corresponde ao tempo gasto necessário
para realizar uma manutenção preditiva, como troca de vedações.
Quanto menor este tempo, melhor será para o produto;
•
Frequência de manutenção: Corresponde ao período entre manutenções. Quanto maior o tempo entre manutenções, melhor;
•
Custo de manutenção: Corresponde ao custo, tanto como mão-deobra como de peças, das manutenções preditivas, preventivas e
corretivas. Quanto menor o custo, melhor;
26
•
Confiabilidade: Corresponde a frequência de quebras e realizações de manutenções corretivas no equipamento. Um produto
com maior confiabilidade possui melhor aceitação para o cliente
final.
2.7.2 Fabricação
A fabricação envolve requisitos de projeto que se apresentam de
maneira tanto direta quanto indireta a fabricação do produto. Estes itens
são:
•
Custo de fabricação: Corresponde ao custo do material, do equipamento e de mão-de-obra para a fabricação do equipamento, assim como os demais custos envolvidos na cadeia produtiva, como
de estoques e logística. Quanto menor este custo, melhor. O preço
de venda ao consumidor determina-se a partir do custo de fabricação e do preço dos produtos concorrentes;
•
Número de componentes: Corresponde ao número de peças e
componentes utilizados no produto. Quanto menor o número de
componentes, melhor;
•
Resistência mecânica: Trata-se da resistência do conjunto a suportar cargas mecânicas, como a pressão do fluido hidráulico em
sua carcaça e possíveis choques mecânicos;
•
Cores, formas e texturas: Corresponde a geometria e estilo tanto
interno como externo do conjunto;
•
Peso do equipamento: Corresponde a massa total bruta do sistema. Quando mais leve o equipamento, melhor;
•
Facilidade de montagem: Trata-se da complexidade para a montagem da furadeira. Quanto mais fácil a montagem, menores serão os custos e tempos de montagem e de manutenção;
•
Facilidade de fabricação: Trata-se da necessidade de utilização de
processos não convencionais e processos de maior custo para a
fabricação. Caso seja utilizados processos de maior complexidade, os custos para fabricação aumentam consideravelmente.
2.7.3 Utilização
Este item aborda dados relativos ao manuseio, uso e características
funcionais do equipamento. Os requisitos levantados são os seguintes:
•
•
•
•
•
•
•
•
•
•
27
Utilize energia hidráulica: O equipamento deve funcionar com o
uso de uma fonte de energia hidráulica. Trata-se de uma exigência de projeto e deve ser atendida;
Faixa de trabalho: O equipamento a ser desenvolvido deve trabalhar em uma faixa de vazão e a faixa de pressão sem grandes dificuldades, de forma a atender uma variada linha de tratores. Quanto maior for esta faixa, melhor;
Pressão máxima: Trata-se da pressão máxima que o equipamento
possa trabalhar. Essa pressão é delimitada pela válvula de alívio
utilizada nos tratores, no qual o valor máximo encontrado em catálogos é de 190 bar para os tratores pesquisados;
Vazão máxima: Corresponde a vazão máxima que o equipamento
possa trabalhar. Conforme abordado em seção anterior, esta vazão é limitada em 50 L/min;
Torque no eixo: Trata-se da faixa de torque que a furadeira possa
fornecer. Se a furadeira fornecer um baixo torque, ele pode ser
insuficiente para realizar um furo, e se o torque for elevado, ele
pode causar problemas relativos ao uso como quebra de brocas e
até mesmo de segurança do operador;
Frequência de Rotação: Corresponde a faixa de trabalho da furadeira. Ela não pode ser muito elevada, pois resultaria em quebras
na broca ou problemas de segurança, como nem lenta demais, que
pode ocasionar travamentos e intermitência no funcionamento do
equipamento. A rotação da furadeira hidráulica obtém-se pela relação entre vazão e deslocamento volumétrico do motor, este fixado pelo fabricante;
Vazamentos: Corresponde o vazamento externo de fluido hidráulico para o ambiente, que pode ser através das mangueiras, conexões e vedações. Trata-se de uma exigência de projeto e deve ser
atendido;
Ergonomia: É um requisito intimamente ligado a facilidade de
uso, formas do produto e peso. Na matriz de desdobramento da
casa de qualidade este requisito é decomposto nestes três itens citados;
Vida útil: Trata de fatores como sua confiabilidade e mantenabilidade, que garantem que o produto possa ter uma vida curta ou
longa em serviço. Como no item anterior, este requisito pode ser
dividido nestes dois requisitos citados;
Facilidade de uso/ Força de acionamento: É o quão fácil o equipamento possa ser utilizado. Ele deverá ser projetado de modo
28
•
•
•
•
que seja simples e seguro de utilizar, assim como possuir um acionamento leve e de fácil manuseio;
Taxa de risco de operação: Segurança de uso, o equipamento a
ser desenvolvido deve possuir meios que evitem uma sobrepressão e excesso de torque, que possa causar acidentes tanto no
operador como danos ao sistema hidráulico e ao equipamento em
questão;
Número de funções atendidas: Trata-se da versatilidade do equipamento. Ou seja, a furadeira hidráulica possa ser acoplada em
outros módulos/equipamentos;
Eficiência: A furadeira hidráulica deve possuir boa eficiência energética, não podendo causar danos a unidade hidráulica na qual
está conectada;
Preço do equipamento: Preço de venda do equipamento para o
consumidor final.
2.7.4 Descarte
O descarte trata-se do destino final do produto após sua vida útil.
Para este requisito de projeto, o principal item é:
•
Materiais recicláveis: Corresponde aos materiais utilizados na
manufatura do produto. Boa parte dos materiais utilizados na fabricação e montagem deverá ter capacidade de reaproveitamento.
2.8 Método do desdobramento da função qualidade
Também conhecido como o método QFD (Quality Function Deployment – Desdobramento da Função Qualidade), esta ferramenta foi
formulada pelos professores Akao e Mizuno no final da década de 60
como um método capaz de auxiliar a garantia da qualidade durante o
desenvolvimento do produto (MELO FILHO et al., 2007). Ele é fundamentado na preocupação de que os produtos devem ser projetados para
refletir os desejos, gostos e expectativas dos usuários que devem ser
considerados de alguma maneira no processo de desenvolvimento de
produto. Os propósitos gerais do método QFD são:
• Tornar efetivo o uso de métodos sistemáticos para o desenvolvimento de produtos;
• Propiciar a solução de problemas pela atividade em grupo;
• Tornar a atividade em grupo eficiente;
•
29
Capacitar o grupo com ferramentas simples e práticas.
Deste modo, correlaciona-se os requisitos de usuário com os requisitos em projeto em uma matriz de desdobramento da função qualidade
apresentada na Tabela 2.4, em que quando não ocorre nenhuma correlação entre os requisitos de usuário com os requisitos de projeto atribui-se
o valor de 0 (zero). Quando esta correlação é forte, atribui-se o valor de
3, assim como para quando também se atribui valores médios quando a
correlação é fraca ou média. De mesmo modo, valorizam-se os requisitos de projeto no qual se atribui uma escala de 1 a 5 (mais baixo para o
mais alto).
Com o preenchimento da matriz, pode-se notar o grau de importância de cada requisito de projeto apresentado assim como também pode
ser observado que alguns dos requisitos de usuário - sem vazamentos/seguro - são requisitos fundamentais para aprovação das soluções.
Desta forma, estes requisitos de usuário se transformarão em especificações de avaliação de projeto, de modo a aprovar ou reprovar as soluções
escolhidas.
2.9 Apresentação das especificações de projeto do produto
A partir da construção da matriz QFD, pode-se listar o grau de importância dos requisitos e transformá-los em especificações do produto.
Desta forma, apresentam-se na Tabela 2.5 as especificações de projeto
de produto levantadas, as quais estão ordenadas conforme seu grau de
importância. Os requisitos de projeto ergonomia e facilidade de uso são
considerados como uma especificação redundante, e de forma a manter
especificações quantitativas, estes requisitos são agrupados em apenas
um requisito.
Pode-se perceber também que existem especificações que tem origem direta das necessidades dos usuários, tais como não possuir vazamentos externos e a necessidade de utilizar energia hidráulica.
menor menor menor maior menor menor maior
1
3
5
4
1
2
2
5
5
5
5
5
5
3
Requisitos de
min h/manu
usuário
Manutenção
realizada em um
3
0
curto período de
tempo
Baixa frequência
0
3
de manutencao
Baixo custo de
0
3
manutenção
Alta confiabili3
3
dade
Fabricação por
métodos
0
0
convencionais
Atenda as
normas relativas 0
0
ao produto
Ter poucos
3
2
componentes
Baixo peso
0
0
Baixo custo
0
1
Seguro no uso
0
1
Facilidade de uso 0
0
Ergonômico
0
0
Versátil
0
0
Controle de
0
0
rotação
R$
h/t
R$
2
0
1
3
0
2
3
2
3
3
3
1
2
3
3
0
2
0
0
menor menor menor somente
Número MPa
maior
Preço do equipamento
Eficiência
Versatilidade
Materiais recicláveis
Vida útil
Facilidade de
uso/Força de
acionamento
Taxa de risco de
operação
Vazamento
Frequência de
rotação
Torque no eixo
Vazão máxima
Pressão máxima
Faixa de trabalho
Utilize energia
hidráulica
Facilidade de
fabricação
Facilidade de
montagem
Peso do equipamento
Cores, Formas e
Texturas
Resistência mecânica
Número de componentes
Custo de fabricação
Confiabilidade
Custo de manutenção
Frequência de
manutenção
Tempo de manutenção
Requisitos de projeto
valor do consumidor
(1 - baixo, 5 - alto)
Tabela 2.4: Casa da qualidade. (visão parcial)
maior maior maior maior menor maior menor Menor maior maior maior menor
kg
h
h
bar x L/min bar
L/min Nm r/min L/min
h
N
%
%
modulos
1
0
3
0
0
0
0
0
0
0
3
1
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
1
3
0
0
0
0
0
0
3
3
2
0
2
0
0
1
1
1
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2
5
4
2
2
Baixo tempo de
montagem e
desmontagem no
implemento
Facilidade na
montagem e
desmontagem no
implemento
Montagem em
equipamentos
diferentes
Eficiente
Ter longa vida
útil
Boa estética
Funcionamento
uniforme
Sem vazamentos
Componentes
recicláveis
Ecologicamente
correto
31
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3
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0
1
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0
1
0
1
0
1
2
2
0
0
1
2
3
0
0
0
0
0
0
3
3
0
0
3
0
3
1
Somatório sem
os pesos
9
16
17
22
30
27
26
23
27
20
18
20
21
24
21
24
23
14
18
24
24
11
26
28
24
Somatório com
os pesos
21
58
53
80
95
86
96
85
101
63
53
79
77
94
82
95
88
45
56
101
92
31
99
109
79
32
Tabela 2.5: Especificações de projeto do produto.
Descrição das
especificações
Modo de verificação
Possíveis riscos
Facilidade de
uso/Força de
acionamento
(101)
O Produto deve possuir
uma operação simples,
leve, fácil e adaptada as
características de ergonomia. Deve ter uma
baixa força de operação.
Esforço demasiado do
operador.
Dificuldade em utilizar.
Eficiência
(109)
O equipamento a ser
desenvolvido deve possuir uma eficiência superior ao protótipo inicial.
O equipamento nascer já
defasado.
Aquecimento excessivo.
Alto consumo de energia.
Peso do equipamento (101)
Verificação do desenho
final do projeto do equipamento. Deve ser mais
leve que o protótipo.
O equipamento pode ser
pesado demais a ponto de
interferir no seu uso
Número de
funções atendidas (99)
O produto pode ser instalado em futuros módulos
e atender diversas funções.
Limitação do produto
para apenas um tipo de
uso, não aproveitando
toda sua potencialidade.
Resistência
mecânica (96)
O produto deve resistir a
um uso excessivo e em
ambientes agressivos.
Falha do produto, quebras, desgaste.
Custo de fabricação (95)
O produto deve possuir
um baixo custo de fabricação, tanto em relação a
materiais como processos.
Investimento em maquinário, custo de fabricação
próximo do valor de venda do produto.
O torque no eixo do motor hidráulico deve ser
limitado e controlado
conforme a necessidade.
Baixo torque implica em
travamentos no funcionamento.
Alto torque pode causar
problemas em relação à
segurança do operador.
Torque no eixo
(95)
33
Tabela 2.5: Especificações de projeto do produto (cont.).
Descrição das
especificações
Possíveis riscos
Pressão
máxima (94)
O equipamento deve
resistir a uma pressão
constante superior a 190
bar.
Quebra do produto se
exposto a maiores
pressões.
Segurança no
uso (92)
O equipamento deve
possuir limitação de torque
e de sentido de vazão.
Riscos de danos na
unidade hidráulica e
acidentes com o
operador.
Frequência de
rotação (88)
A frequência de rotação
deve ser controlada entre
zero até seu valor máximo 5.
Riscos de acidentes,
baixa eficiência do
equipamento.
Número de
componentes
(86)
O produto deve possuir o
menor número de componentes possível, preferencialmente em relação aos de
fabricação mais complexa.
Redução da
confiabilidade, possível aumento nos custos de fabricação.
Cores, formas e
texturas(85)
Deve ser agradável e funcional.
Má aceitação no
mercado.
Vazão máxima
(82)
Funcionar com vazão de até
50 L/min.
Confiabilidade
(80)
Histórico de vida útil das
soluções empregadas
5
Definida nos ensaios com o protótipo no Capítulo 4.
Vazão maior causa
menor rendimento do
equipamento e problemas relacionados a
uma rotação excessiva.
Período de manutenção inferior a dois
anos.
Vida útil do equipamento inferior a 5
anos.
34
Tabela 2.5: Especificações de projeto do produto (cont.).
Descrição das
especificações
Possíveis riscos
Preço do equipamento (79)
O preço de venda do
equipamento não deve
ultrapassar o valor da
BOSCH GBM 23-2
Vendas reduzidas pela
concorrência e pelo alto
preço do produto.
Custos e tempo
de manutenção
Tempo de manutenção,
histórico de
equipamentos
similares.
Um produto com baixa
mantenabilidade implica
no aumento do custo de
operação, redução da
produtividade e diminui
consideravelmente a satisfação do cliente (imagem
negativa do produto).
Vazamentos
Verificar se as vedações empregadas garantem a vedação do fluido
hidráulico.
Vazamento de fluido
nocivo ao meio ambiente.
Imagem negativa ao produto.
2.10 Considerações finais
Neste capítulo, a partir do uso de algumas das ferramentas de projeto informacional, podem-se obter dados iniciais para o inicio do projeto.
Inicialmente percebeu-se que existem poucos equipamentos similares ao
proposto, sendo que no Brasil durante as pesquisas de produtos não se
localizou nenhum modelo a venda. No exterior, percebe-se que em alguns dos modelos existentes possuem certas características em comum
com o protótipo inicial fornecido pela empresa, como um peso elevado e
características de operação similares as fornecidas pela unidade hidráulica de um trator. Além do mais, estes equipamentos possuem um alto
valor para compra, o que os torna inadequados para o mercado em que
este está sendo projetado.
Durante a busca pelas necessidades dos usuários percebeu-se um
padrão de respostas, no qual três tiveram maior destaque: facilidade de
uso, baixa manutenção e versatilidade. A baixa manutenção é uma necessidade existente na própria idéia do produto, uma vez que este tem
que operar em locais isolados e por muitas vezes distantes de assistência
35
técnica. Vários entrevistados citaram a necessidade do uso do equipamento para outras condições, como utilizar o motor hidráulico em bancadas ou para perfuração do solo.
Como resultados deste projeto informacional, foram obtidas as 18
especificações que irão delimitar a seleção das soluções e o projeto, no
qual se observa que as primeiras especificações apresentadas são principalmente características funcionais do produto. Na Figura 2.14 estão
apresentados os principais passos seguidos nesta fase de projeto.
Projeto Informacional
Planejamento do
produto – estudo do
modelo original
Definição do ciclo
de vida do produto
Requisitos
de projeto
Estado da arte
em furadeiras
Identificação dos
usuários
Aplicação do método
do desdobramento da
função qualidade
Aplicação do produto
- Sistema hidráulico
em tratores
Necessidades e
requisitos dos usuários
Espeficicações
do produto
Projeto
Conceitual
Figura 2.14: Principais passos seguidos no projeto informacional.
36
CAPÍTULO 3
PROJETO CONCEITUAL
A fase de projeto conceitual destina-se a geração de uma ou mais
soluções de concepção do produto que atendam as especificações de
projeto. O procedimento utilizado nesta fase é a engenharia reversa, no
qual Otto e Wood (1998, 2001 apud BACK, et al., 2008) definem como
“o processo de análise de um objeto para identificar os componentes do
sistema e suas inter-relações e criar uma representação do sistema em
outra forma ou em um nível de abstração mais elevado, para posterior
modelagem, simulação e busca de nova solução”.
Desta forma, identifica-se a estrutura funcional do modelo original,
para posteriormente desenvolver estruturas funcionais alternativas para
o protótipo, considerando as especificações de projeto levantadas.
3.1 Estrutura Funcional
Como forma de caracterizar e modelar o protótipo fornecido pela
empresa realizou-se o desdobramento da estrutura funcional apresentada
pelo protótipo, iniciando-se pelas funções elementares. As funções elementares são obtidas a partir da análise do protótipo fornecido (Figura
2.1), do circuito hidráulico apresentado na Figura 2.2 e dos desenhos e
esboços de fabricação.
De acordo com estas informações, modela-se a estrutura funcional
em funções elementares como apresentado na Figura 3.1. Para representação das funções, utiliza-se da proposta dada por Koller (1985 apud
BACK et al., 2008), no qual este autor desenvolveu 24 funções que
englobam ações sobre energia, material e informação. O uso deste método é devido sua analogia a um sistema hidráulico, em que as funções
apresentadas por Koller podem ser adaptadas as funções existentes de
um sistema hidráulico..
Seguindo a sequência das funções apresentadas, tem-se que a função inicial “ligar” refere-se aos engates rápidos utilizados para conectar
as mangueiras hidráulicas (função “guiar”) a unidade potência hidráulica
(“emitir”). Esta mangueira posteriormente conecta-se a furadeira hidráulica com o uso de conexões roscadas (função “ligar”). Em seguida divide-se o escoamento (função “dividir”) para a válvula de orifício (função
“ligar”) e para a válvula de retenção (função “retificar”). O usuário con-
óleo
E. T.
óleo
E. T.
óleo
E. H.
Unir
Ligar
E. H. = Energia Hidráulica
E. T. = Energia Térmica
E. M = Energia Mecânica
Emitir
(Continua)
Ligar
óleo
E. T.
óleo
Guiar
óleo
E. H.
E. T.
óleo
E. H.
Ligar
Guiar
óleo
E. H.
E. T.
óleo
Dividir
Energia Hidráulica
óleo
Ligar
E. T.
óleo
Retificar
E. T.
óleo
E. H.
E. T.
Absorver
óleo
Energia Hidráulica
Reduzir
E. M.
Sinal
Transformar
E. T.
E. T.
E. M.
óleo
E. T.
Emitir
óleo
E. T.
(Continua)
Absorver
38
trola a válvula de orifício com o uso de um gatilho (função “emitir”),
enviando um sinal para abertura ou fechamento do orifício.
Figura 3.1: Funções Elementares do modelo original.
Capítulo 3 – Projeto Conceitual
39
Com o fechamento do orifício de controle, a pressão a montante do
mesmo aumenta abrindo a válvula de retenção (função “retificar”) ligada ao motor hidráulico (função “transformar”), que transforma a energia
hidráulica em energia mecânica, possuindo como efeito colateral a geração de calor (energia térmica). A energia mecânica segue externamente
ao sistema técnico assim com uma parte da energia térmica (função
“absorver”) enquanto o óleo e a energia térmica, juntamente com o óleo
e a energia térmica oriundas da válvula de orifício se unem (função
“unir”). Na sequência retornam para a unidade de potência hidráulica
(função “absorver”) com a conexão roscada com a mangueira e engate
rápido (funções “ligar”, “guiar” e “ligar”).
Apesar de que todo o local em que existe uma perda de carga ocorra um aquecimento do fluido, nesta estrutura de funções considera-se
que este aquecimento ocorrerá apenas nos locais no qual esta perda ocorre de forma mais consistente, como na válvula de retenção, motor
hidráulico e válvula de orifício.
O próximo passo a ser executado é transformar as funções
elementares previamente apresentadas em funções parciais. Tais funções
parciais apresentam-se na Figura 3.2, no qual observa que se pode
caracterizar este equipamento por 6 principais funções: conectar a linha
de suprimento da unidade de potência hidráulica ao equipamento,
controlar e limitar a potência hidráulica, controlar o fornecimento de
energia, transformar a energia hidráulica em energia mecânica, conectar
a linha de retorno do equipamento na unidade hidráulica e o meio
ambiente.
Assim sendo, pode-se definir a função global tanto a partir das
funções parciais previamente levantadas como a partir das necessidades
de projeto apresentadas no capítulo anterior.
Desta forma a função global do sistema pode ser definida como
transformar energia hidráulica em energia mecânica de maneira fácil e
confiável, como mostrada na Figura 3.3. Na interface com os outros
sistemas, tem-se na entrada o fluido hidráulico juntamente com a energia hidráulica na forma de pressão e vazão do fluido hidráulico. Na saída tem-se a energia mecânica através do eixo, a energia térmica pelo
fluido e o óleo hidráulico. Na interface com o usuário, pode-se citar a
energia mecânica está no posicionamento do carretel. Já com o meio
ambiente há troca de calor assim também como absorve a energia mecânica gerada pelo motor hidráulico.
óleo
Energia
Hidráulica
óleo
óleo
Energia
Hidráulica
Conectar a linha de
suprimento da unidade
de potência hidráulica ao
equipamento
Energia
Hidráulica
Sinal
Energia
Mecânica
Transformar a energia
hidráulica em energia
mecânica
Controlar e limitar a
potência hidráulica
Energia
Mecânica
Meio ambiente
Energia
Térmica
óleo
Energia
Térmica
óleo
Energia
Térmica
Controlar o fornecimento
de energia
Energia
Térmica
Energia
Conectar a linha de
Térmica
retorno do equipamento
a unidade de potência
óleo
hidráulica
40
Figura 3.2: Funções parciais do modelo original (método de controle de vazão por sangria).
41
Usuário
Sinal
Energia Hidráulica
Óleo
Energia Mecânica
Transformar energia
mecânica de maneira
fácil, confiável e de
forma controlada.
Energia Mecânica
Óleo
Energia Térmica
Meio ambiente
Figura 3.3: Função global do sistema técnico.
3.2 Estruturas funcionais alternativas
Neste ponto, desenvolvem-se as alternativas de estruturas funcionais de acordo com os métodos de controle e limitação de energia apresentados na literatura.
Segundo Chapple (2003), os circuitos hidráulicos podem ser arranjados de várias formas e usando diferentes componentes de forma a
alcançar um determinado sistema. Adicionalmente, diferentes projetos
de componentes estão disponíveis para executar uma função específica
e, por esta razão e de sua influência no projeto do circuito, o processo de
seleção de componentes não é trivial.
Assim para se executar um determinado projeto de circuito são requeridos conhecimentos sobre: faixa operacional de componentes hidráulicos que estão disponíveis; características de operação destes componentes e seu uso em circuitos e sistemas de controle; tipos disponíveis
de circuitos hidráulicos e métodos analíticos para determinar o desempenho do sistema para satisfazer a especificação da máquina.
42
Em geral, o tipo de circuito que é escolhido para uma determinada
aplicação depende de um número de fatores que incluem o custo de
aquisição, o peso, facilidade de manutenção, custo operacional e o ciclo
de trabalho da máquina.
De acordo com os dados adquiridos na Seção 2.3 , observa-se que
nos sistemas de potência hidráulica utilizados geralmente operam com
uma bomba de deslocamento fixo como unidade de conversão primária
de energia, a qual trabalha junto a uma válvula direcional (bloco de
comando) tipo centro aberto. Nestas condições, a pressão máxima é
limitada através do uso de uma válvula limitadora de pressão e a vazão
pode ser controlada manualmente pela válvula do bloco de comando.
Caso se faça o uso de uma válvula limitadora de pressão neste sistema, deve-se levar em conta que ela funcionará de forma similar ao
posicionar a alavanca de posição do bloco de comando de forma que
ocorrerá o bombeamento constante para um atuador em seu fim de curso. Neste caso a pressão do sistema será regulada pela válvula limitadora
de pressão. Isto acarreta em uma grande dissipação energética, elevando
o consumo de combustível e de aquecimento em um sistema móbil, no
qual pode atingir temperaturas superiores a 100°C. Em sistemas hidráulicos atuais, existe o desarme automático da alavanca de posição da
válvula direcional do bloco de comando, que caso chegue na condição
de pressão máxima ela automaticamente posicionada a posição de centro
aberto (MASSEY FERGUSON, 2004).
Assim sendo, deve-se trabalhar em métodos alternativos para controlar e limitar a energia hidráulica, e como o controle da pressão de
suprimento é uma alternativa inviável, parte-se para o controle da vazão,
que é crucial para controlar a rotação do motor. Desta forma, torna-se
necessário conhecer tais tipos de controle de vazão.
Primeiramente deve-se saber que para o controle de vazão utilizamse válvulas que controlam a abertura de um orifício, obedecendo a equação da vazão, mostrada na Equação (3.1):
2. ∆p
q v = Cd . A 0 . �
ρ
em que:
qv = Vazão volumétrica [m³/s];
Cd = Coeficiente de descarga [Adm];
A0 = Área do orifício [m²];
Δp = Diferença de pressão [Pa];
ρ = Massa específica [kg/m³].
(3.1)
43
A equação da vazão estabelece a dependência da vazão em função
da área do orifício e da queda de pressão nele, para escoamentos reais
turbulentos em regime permanente. O coeficiente de descarga (Cd) depende da geometria da restrição e das características do escoamento.
Para orifícios de controle de canto vivo, geralmente este coeficiente de
descarga é da faixa de 0,60 a 0,80 (LINSINGEN, 2008).
3.2.1 Métodos de controle de vazão
Merritt (1967) caracteriza basicamente dois tipos de métodos, controle por desvio (by-pass control) e controle de vazão por restrição (metering control). Já outros autores (CHAPPLE, 2003; LINSINGEN,
2008; RACINE HIDRÁULICA, 1981) caracterizam o controle de vazão
em três métodos, que são basicamente uma divisão dos métodos apresentados por Merritt. Estes métodos são: controle de vazão na entrada
do atuador (meter-in); controle de vazão na saída do atuador (meter-out)
e o controle por sangria (bleed-off), conforme mostrado na Figura 3.4.
A
AA
AB
pAA
xA1
pBA
B
P
T
pAA
pBA
V4
V3
pAV2
A
B
P
T
pP
a) Meter-in
A
B
P
T
qVV2
F
F
qVV3
P
pP
qV
M
R
V4
V2
qVV3
qV
pBA
pAV2 pBV2
qVV2
V1
P
M
pAA
V3
pBV2
V2
F
P
xA1
F (xA1>0)
qVV3
pP
AB
F (xA1<0)
qVV2
V1
A
AA
F (xA1>0)
pBV2
A
xA1
F (xA1<0)
V4
V2
AB
F (xA1<0)
V3
pAV2
A
AA
F (xA1>0)
P
qV
M
P
b) Meter-out
R
P
R
c) Bleed-off
Figura 3.4: Métodos de controle de vazão (De Negri, 2011).
O controle de vazão na entrada do motor consiste na instalação da
válvula de controle de vazão instalada a montante do motor hidráulico.
Este tipo de controle é conveniente quando o carregamento no atuador
for no sentido contrário ao movimento, caso contrário poderá ocorrer
instabilidade no funcionamento e cavitação na bomba.
44
Como desvantagem para este tipo de controle de vazão na entrada
tem-se que, para qualquer carga existente no atuador (pressão de saída
da válvula de controle), a pressão na entrada da válvula, assim como a
pressão de saída da bomba, é a pressão determinada pela válvula de
alívio do sistema hidráulico, a qual desvia o excedente de vazão da
bomba para o reservatório. Desta forma, a potência de operação do sistema hidráulico será a máxima, o que reduz o rendimento global do
sistema. Nos sistemas que utilizam bomba de deslocamento variável
com compensação de pressão, a potência de acionamento será menor, já
que a vazão na saída da bomba é menor (LINSINGEN, 2008; RACINE
HIDRÁULICA, 1981).
No controle de vazão na saída, a válvula de controle de vazão encontra-se após o atuador e recomenda-se seu uso para sistemas em que o
carregamento existente for no mesmo sentido do movimento do atuador.
As desvantagens existentes são que o atuador estará sempre pressurizado, o que poderia causar vazamentos, tanto internos quanto externos,
assim como as características relativas a pressão da linha de suprimento
e a potência de acionamento ser similares as apresentadas para o controle de vazão na entrada (LINSINGEN, 2008).
No método de controle de vazão por sangria, a válvula de controle
de vazão é colocada em paralelo (by-pass) com o atuador, regulando a
passagem de fluido para o atuador, desviando a parte não utilizada para
reservatório. Desta forma, o excesso de vazão passa pela válvula de
controle e não pela válvula de alívio, reduzindo assim a potência de
acionamento uma vez que não é necessário atingir a pressão ajustada na
válvula de alívio (RACINE HIDRÁULICA, 1981). Para o caso de bomba de deslocamento variável com compensação de pressão, o compensador de pressão não opera (LINSINGEN, 2008).
A maior desvantagem existente no método de controle de vazão por
sangria é para o caso de uso em sistemas em que a aplicação da carga no
atuador é variável. Isto causa variações na pressão de suprimento, alterando a vazão na válvula de controle caso esteja em uma posição fixa,
de acordo com a dependência estabelecida pela equação da vazão.
Na Figura 3.5 está apresentada a estrutura de função parcial para
um sistema de controle de vazão na entrada (a) e para um controle de
vazão na saída (b) quando aplicados a furadeira, enquanto na Figura 3.2
que representa as funções parciais do modelo original, o qual corresponde a um sistema de controle de vazão por sangria.
Controle de vazão na
entrada.
(b)
óleo
Energia
Hidráulica
óleo
Energia
Hidráulica
Conectar a linha de
de potência hidráulica
ao equipamento
Conectar a linha de
de potência hidráulica ao
equipamento
óleo
E. H.
óleo
E.H.
E.T.
E.T.
E.H.
E.T.
Meio ambiente
Energia
Mecânica
óleo
E. T.
E. H.
Controlar o
fornecimento de
energia
E.M.
mecânica
Meio ambiente
óleo
E.T.
mecânica
E.M.
Sinal
Controlar o fornecimento
de energia
E.T.
E. M.
(a)
Sinal
E. H. = Energia Hidráulica
E. T. = Energia Térmica
E. M = Energia Mecânica
óleo
E. T.
óleo
E.T.
óleo
E.T.
Energia
Conectar a linha de Térmica
retorno do
equipamento a unidade
óleo
de potência hidráulica
Conectar a linha de
retorno do equipamento
a unidade de potência
hidráulica
45
Controle de vazão na
saída.
Figura 3.5: Estrutura funcional para controle de vazão na entrada e
na saída.
46
3.2.2 Seleção da função parcial
Conforme Linsingen (2008), a princípio o controle de vazão pode
ser realizado em qualquer parte do sistema hidráulico. Assim, torna-se
necessário conhecer as condições de funcionamento deste sistema para
definir qual o tipo de válvula a ser utilizado e em qual posição que ela
deve ser instalada.
Desta forma, analisa-se o componente a ser desenvolvido quando a
furadeira está parada e suas vias de suprimento e retorno estão conectadas a válvula direcional pertencente a uma unidade hidráulica com válvula de centro aberto e bomba de deslocamento fixo comumente utilizado em tratores, sendo representado na Figura 3.6. Nestas condições verifica-se que caso se utilize um controle de vazão na entrada ou na saída a
pressão na linha de suprimento será regulada pela válvula de alívio. Para
o controle de vazão por sangria, a pressão existente na linha de suprimento será decorrente da perda de carga existente nas linhas entre a
unidade hidráulica e furadeira e as perdas de carga da própria furadeira
hidráulica.
Figura 3.6: Circuito hidráulico da furadeira hidráulica original conectada
a válvula direcional da unidade hidráulica de um trator.
47
Outra situação analisada é quando a furadeira estiver em funcionamento e o controle escolhido for o controle de vazão na entrada ou saída. Neste caso a pressão na linha de suprimento ainda continuará a ser a
limitada pela válvula de alívio, já que por esta ocorre a vazão não consumida pelo equipamento. Neste caso, para o controle de vazão por
sangria, a pressão na linha de suprimento é decorrente da carga existente
no motor hidráulico, assim como as perdas de carga de todo o sistema.
Portanto, apesar da dificuldade no controle da rotação devido à variação da carga existente no eixo para o controle de vazão por sangria,
seu uso se justifica pela menor potência de acionamento necessária, uma
vez que a pressão na linha de suprimento é menor. Como se reduz a
potência de acionamento, a temperatura de todo o sistema também é
menor o que já representa um benefício.
3.3 Desenvolvimento da estrutura funcional selecionada
Definida a solução de controle empregada, analisa-se a estrutura
funcional parcial da mesma que, como visto, trata-se da mesma do modelo original apresentada na Figura 3.2.
Observa-se que esta estrutura divide-se em cinco funções parciais
mais o meio ambiente. Estas funções parciais podem ser resumidas como a conexão da linha de suprimento a furadeira, controle do fornecimento de energia realizado pelo usuário através do posicionamento do
carretel, o controle e limitação de energia, a transformação da energia
hidráulica em energia mecânica e a conexão da linha de retorno da furadeira para o sistema hidráulico. Estas funções parciais são divididas em
4 grupos, uma vez que as funções de conexão do suprimento e retorno
são similares.
Desta forma, os itens abaixo representam estes quatro grupos de
funções parciais. Nele são indiretamente definidas as características
básicas do equipamento, baseado nas especificações de projeto.
3.3.1 Transmissão do fluido
A ligação de implementos a unidade hidráulica do trator é realizada
sempre através do uso de engates rápidos. A linha utilizada entre a unidade hidráulica e a furadeira corresponde a uma mangueira gêmea, ou
seja, a junção de duas mangueiras numa mesma linha.
Baseado nas características do equipamento, o modelo escolhido é
a Goodyear TR8 (GOODYEAR, 2011) apresentada na Figura 3.7. Trata-se de uma mangueira gêmea termoplástica, que possui um diâmetro
48
interno de 9,5 mm e suporta uma pressão de operação máxima de 27,5
MPa, valor superior a pressão máxima de uma unidade hidráulica móbil
típica (aproximadamente 20 MPa). A ligação da mangueira a furadeira
hidráulica é feito com o uso de uma conexão roscada.
Figura 3.7: Mangueira de alta pressão TR8 (GOODYEAR, 2011).
3.3.2 Concepção de motor
Trata-se da função de transformação de energia hidráulica em energia mecânica. Para esta função existe um grande número de concepções
de atuadores rotativos, com características e princípios de funcionamento distintos. Geralmente estes projetos estão baseados em quatro princípios de deslocamento, que podem ser designados como máquinas de
palhetas, engrenagens, pistões e parafusos (LINSINGEN, 2008).
Conforme Chapple (2003), a seleção de bombas e motores podem
ser determinadas por um número de fatores, que necessitam ser considerados pelo usuário. Esses fatores são os seguintes:
• Custos;
• Diferença de pressão e ruído;
• Capacidade de sucção;
• Sensibilidade para contaminação;
• Velocidade;
• Peso;
• Deslocamento fixo ou variável;
• Máxima pressão e vazão, ou potência;
• Tipo de fluido.
49
Ao contrário das bombas, que geralmente operam sob uma velocidade constante ou possuem uma pequena faixa de variação no caso de
aplicação móbil, os motores normalmente são exigidos a trabalhar com
velocidades variáveis, podendo partir do repouso para sua velocidade
nominal e retornar ao repouso em um curto período de tempo. Desta
maneira, estes aspectos refletem no projeto destes componentes
(CHAPPLE, 2003).
A partir da análise destas informações, das capacidades e limitações, assim como os custos e os outros fatores citados por Chapple e
principalmente pela disponibilidade no fornecimento pela empresa,
opta-se pelo uso do mesmo motor hidráulico de engrenagens, utilizado
no modelo original.
O modelo em questão trata-se de um motor de engrenagens externas. Ele possui uma concepção formada por um par de engrenagens
iguais, sendo uma motora e uma movida, montadas em uma carcaça.
Linsingen (2008) relata que estas máquinas são as mais utilizadas em
sistemas hidráulicos, pois possuem uma alta robustez, grande tolerância
a presença de contaminantes sólidos, aceitam uma grande variação de
viscosidade e operam em uma elevada gama de rotações permissíveis.
Outro dado importante para caracterizar o motor hidráulico para o
funcionamento em uma furadeira hidráulica e definição do circuito hidráulico que será selecionado para a modelagem é o seu deslocamento
volumétrico. O deslocamento de uma bomba ou motor hidrostático corresponde ao volume de fluido transportado em um curso completo (angular ou linear) do rotor não submetido a uma diferença de pressão, ou
seja, sem perdas volumétricas (LINSINGEN, 2008). Desta forma, a
vazão teórica de uma bomba/motor é a vazão efetivamente descarregada
com rendimento volumétrico de 100%. É possível obter o valor da vazão teórica medindo-se a vazão a uma dada rotação com a pressão efetiva de saída tendendo a zero (pressão atmosférica), ou estimá-la através
do conhecimento de seu deslocamento volumétrico com o uso da equação a seguir:
q v = Dtc . ω
em que:
qv = Vazão teórica [m³/s];
Dtc = deslocamento volumétrico do motor [m³/rad];
ω = frequência de rotação [rad/s];
(3.2)
50
Já o deslocamento volumétrico pode ser estimado a partir dos parâmetros geométricos das engrenagens do motor, em que a área da secção transversal está indicada pela letra (A) na Figura 3.8. Esta área formada entre os dois dentes da engrenagem e a carcaça, é considerada
uma célula de transporte de fluido (LINSINGEN, 2008).
Figura 3.8: Área da célula de transporte de fluido.
Assim, o deslocamento volumétrico teórico pode ser determinado
conforme a Equação (3.3):
𝐷𝑡𝑐 =
2𝐴𝑏𝑧
2𝜋
(3.3)
em que:
Dtc = deslocamento volumétrico do motor [m³/rad];
A = área da secção transversal de cada célula de transporte de fluido
[m²];
b = largura do dente da engrenagem [m];
z = número de dentes de uma engrenagem [adm].
Como a área da secção transversal depende da forma de geração e
do perfil do dente da engrenagem, sua determinação matemática tornase difícil. Uma solução mais simples para este problema é apresentada
por Ernest (1960 apud DALLA LANA, 2005) na Equação (3.4), em que
o autor considera a área do vão entre dois dentes da engrenagem como a
área de um dente da mesma engrenagem.
𝐷𝑡𝑐 =
51
𝜋. 𝑑 2
𝜋. 𝑑 2
�� 4𝑒𝑥 � − � 4𝑖𝑛 �� . 𝑏
(3.4)
2𝜋
em que:
Dtc = deslocamento volumétrico teórico do motor [m³/rad];
dex= diâmetro externo da engrenagem [m];
din= diâmetro interno da engrenagem [m];
b = largura da engrenagem [m];
Como o motor existente possui 12 dentes, uma largura de engrenagem de 23 mm, um diâmetro interno de 25,55 mm e um diâmetro externo de 37,4 mm, calcula-se o valor do deslocamento volumétrico teórico
do motor existente, obtém-se o valor de 13,538 cm³/rev.
Considerando a vazão máxima de funcionamento do equipamento
como 50 L/min, a freqüência de rotação teórica deverá ser de 3693
r/min. Trata-se de um valor elevado para o uso em furadeiras, uma vez
que se utiliza esta frequência de rotação apenas em casos específicos
como o uso de diâmetros pequenos ou em usinagem em materiais que
necessitem de uma alta velocidade de corte. O uso de um motor hidráulico com um deslocamento volumétrico maior reduziria a frequência de
rotação para a mesma vazão, mas isso ocasionaria um aumento do peso
e tamanho do conjunto.
Porém, como o equipamento utiliza métodos de controle de vazão,
a rotação pode ser controlada. Outro fator é que este equipamento deve
atender para uma grande variedade de modelos de tratores, como modelos que possuem um sistema hidráulico com menor capacidade de fornecimento de fluido.
3.3.3 Sistema de acionamento
Para o acionamento de válvulas hidráulicas, existem diversas alternativas, as quais podem ser agrupadas em quatro categorias: acionamento elétrico, pneumático, hidráulico e manual.
O acionamento elétrico é possível na maioria dos componentes de
controle hidráulicos através de conversores eletromecânicos como solenóides de bobina móvel, motor de torque e motor de força.
O acionamento pneumático e hidráulico está presente em equipamentos que requerem uma força para acionamento grande, ou também
52
por motivos de segurança como, por exemplo, nos freios pneumáticos
em caminhões.
Para o acionamento manual, este pode ser realizado a partir do uso
de elementos com movimento rotativo ou movimento prismático. Os
elementos rotativos possuem um funcionamento análogo ao funcionamento do comando do acelerador de uma motocicleta, no qual a mão do
operador fornece um torque ao comando rotativo. Já movimento prismático atua a partir do deslizamento axial do comando, no qual se pode
fazer o uso de alavancas de forma a multiplicar a força mecânica aplicada ao elemento deslizante.
Como se sabe pelas especificações de projeto, o acionamento será
essencialmente manual. Observando os produtos existentes no mercado
e verificando-se que o acionamento é predominantemente prismático,
torna-se necessário quantificar a força máxima que um usuário pode
realizar.
Como forma de estimar a força máxima para o acionamento, utiliza-se do estudo populacional da força de preensão palmar realizados por
Caporrino et al. (1998) no qual avaliaram a força de preensão palmar em
800 indivíduos saudáveis de ambos os sexos, num total de 1600 membros superiores, com o uso de um dinamômetro Jamar® (Figura 3.9).
Figura 3.9: Pressão palmar em um dinamômetro Jamar® (BRACE
SHOP, 2011).
53
Apresenta-se na Figura 3.10 os resultados da média geral da força
de preensão palmar, sendo que o desvio padrão para os homens é de
87,2 N para o lado dominante e de 83,3N para o lado não dominante.
Para as mulheres é de 73,5 N para o lado dominante e 68,6 N para o
lado não dominante.
Força de Preensão (N)
500
450
Lado dominante
400
Lado não dominante
350
300
250
200
150
100
50
0
Homem
Mulher
Figura 3.10: Média geral da força de preensão palmar (Adaptado de
CAPORRINO, et al., 1998).
Iida (2005) também sugere valores de até 400 N de força na empunhadura, assim como valores máximos de torque no antebraço direito de
aproximadamente 660 Nm no sentido horário e 980 Nm no sentido antihorário. Para fins operacionais, os valores recomendados são de 1,3 Nm
e de 2 Nm respectivamente. Neste equipamento, deve-se levar em conta
que o torque gerado pelo motor hidráulico não atua somente sobre um
antebraço, uma vez que no equipamento existe um apoio lateral que
suporta boa parte do torque.
Já Provenza (1986) sugere um valor de força de aperto normal de
100N, com um máximo de 200 N, que é um valor que abrange boa parte
dos usuários utilizados nos estudos apresentados na Figura 3.10, se considerado o desvio padrão.
54
3.3.4 Controle e limitação da potência – Modelo original e conceitos
Trata-se do item de maior importância no reprojeto da furadeira hidráulica. Inicialmente será descrito o funcionamento do modelo original,
para depois apresentar as soluções obtidas a partir da análise de componentes hidráulicos e informações da literatura.
Os conceitos de circuitos hidráulicos são desenvolvidos a partir da
estrutura funcional previamente selecionada, assim como a partir da
análise de concepções existentes no controle de vazão.
3.3.4.1 Modelo original
No modelo original, em que o circuito simplificado alimentado por
uma fonte de vazão é apresentado na Figura 3.11, o controle de vazão
realiza-se via sangria ou by-pass. Este controle é realizado com o uso
uma válvula com assento cônico (1V1) localizada entre a linha de suprimento e retorno e de uma válvula de retenção (1V2) montada em
série com o motor hidráulico (1M1). Esta válvula de retenção atua de
forma análoga a uma válvula de alívio, mantendo fechada a linha do
motor hidráulico quando a válvula de controle está aberta.
1M1
CARGA
1V1
1V2
Figura 3.11: Circuito hidráulico simplificado do modelo original e
da concepção I.
Regulando-se a abertura do orifício da válvula de controle (1V1),
altera-se a pressão a montante da mesma (pressão da linha de suprimento). Quando a pressão na linha de suprimento for o suficiente para abrir
a válvula de retenção (1V2), parte do fluido escoa através do motor,
movimentando o eixo do motor, que em serviço gera uma carga. A prin-
55
cipal desvantagem existente nesta configuração é a perda de carga existente na válvula de retenção (1V2), pois quando o motor estiver acionado, existe uma dissipação energética constante nesta válvula.
3.3.4.2 Concepção I
Uma primeira concepção a ser analisada utiliza do mesmo circuito
do modelo original, com modificações na válvula de retenção e na área
máxima do orifício de controle como forma de se obter uma redução da
pressão de abertura e, consequentemente, a diminuição da perda energética e melhoria da eficiência do conjunto.
Esta redução da pressão de abertura da válvula de retenção obtémse a partir do aumento de área na máxima abertura da válvula de controle e modificando-se a pré-carga da mola da válvula de retenção, a qual
causa uma menor diferença de pressão na válvula de assento quando
está totalmente aberta.
Desta forma, como se diminui a perda de carga na válvula de controle na máxima abertura com o aumento da área de passagem na condição inicial de funcionamento, a pressão na linha de suprimento também
será menor. Consequentemente a pressão necessária para a abertura da
válvula de retenção pode ser menor que a do modelo atual, já que a
mesma consegue manter o motor desligado na condição inicial de funcionamento.
Assim conclui-se que com a redução da pressão necessária para a
abertura, a dissipação energética não será somente menor quando o equipamento estiver em sua condição inicial, de motor desligado. Esta
redução da dissipação energética também ocorrerá durante o funcionamento do motor, uma vez que nesta condição também ocorre a perda de
carga devido ao escoamento pela válvula de retenção.
3.3.4.3 Concepção II
A segunda concepção baseia-se na idéia de manter uma queda de
pressão constante na válvula de controle, que resulta em um controle
melhor na rotação da furadeira. Assim torna-se interessante analisar as
válvulas consideradas reguladoras de pressão.
A válvula reguladora de pressão, ao contrário da válvula limitadora
de pressão, é uma válvula normalmente aberta, regulando a pressão a
jusante da mesma. Essas válvulas tem como função básica ajustar e
manter constante a pressão em uma parte do sistema hidráulico em um
valor inferior a pressão existente na saída da unidade de conversão pri-
56
mária. Esta redução de pressão é resultante da perda de carga obtida a
partir de um orifício de controle, controlado por meio de uma realimentação da pressão de saída (LINSINGEN, 2008).
Sob esta ótica, observa-se o funcionamento de uma válvula de controle de vazão de três vias, vista na Figura 3.12. Esta válvula tem como
característica possuir o compensador de pressão representado pelo orifício “Ar” montado em paralelo com a válvula redutora de vazão (A0).
Esta válvula desvia o excedente de vazão fornecido pela linha de suprimento para a linha de retorno (qR) de acordo com a relação da pressão
de suprimento (ps) e da pressão de carga (pc), sendo esta a terceira via
(LINSINGEN, 2008).
Figura 3.12: Válvula de controle de vazão de três vias.
(LINSINGEN, 2008)
Com base nesta configuração de válvula, desenvolve-se o princípio
de solução apresentado na Figura 3.13. Neste, a válvula de controle
(2V1) atua diretamente no controle do motor hidráulico e a outra válvula
atua como uma balança de pressão (2V2). Esta balança de pressão tem
sua a abertura pilotada pela pressão da linha de suprimento, e o fechamento pilotado pela pressão da linha de carga e por uma mola, cuja précarga é correspondente a diferença de pressão entre a linha de suprimento e linha de carga.
Desta forma, quando a furadeira está com a válvula de controle do
motor fechada, a válvula compensadora de pressão permanece aberta,
havendo assim uma ligação entre a via de suprimento e a via de retorno
57
da furadeira hidráulica. Quando a válvula de controle estiver aberta, a
válvula compensadora de pressão tende a fechar de modo a manter uma
diferença de pressão constante na válvula de controle, possibilitando um
controle melhor sobre a vazão para o motor.
2V1
2V2
2M1
CARGA
Figura 3.13: Sistema hidráulico simplificado para a segunda concepção.
•
•
•
•
•
As vantagens encontradas no uso deste tipo de solução são:
Pode ser utilizada para uma ampla faixa de vazão;
Consegue manter uma rotação constante independente da vazão
da bomba, exceto quando a vazão for acima da capacidade da
válvula compensadora de pressão, o que está relacionado com a
diferença de pressão que esta causa;
Como desvantagens, podem-se citar as seguintes:
Projeto com maior quantidade de peças, partes móveis e canais
internos, aumentando substancialmente o custo de fabricação;
Pode haver uma perda de carga excessiva na balança de pressão,
reduzindo sua eficiência;
Pode ocorrer instabilidade no funcionamento quando ocorrem variações bruscas no torque do motor.
3.3.4.4 Concepção III
A terceira solução de acionamento baseia-se no próprio modelo original, porém desta vez sem o uso de uma válvula de retenção. Neste
caso, a idéia básica é controlar a abertura da porta para o motor por in-
58
termédio do próprio carretel da válvula de controle e não mais pela válvula de retenção.
Para esta solução, ainda existem as desvantagens de não conseguir
manter a rotação constante quando ocorrem variações na carga do motor
hidráulico, porém a maior vantagem está na eliminação de uma grande
fonte de dissipação energética do sistema, que é a válvula de retenção.
Apresenta-se na Figura 3.14 o diagrama hidráulico simplificado para esta solução, no qual se percebe que conforme a válvula de controle
liga a linha de suprimento para a linha do motor regula a abertura do
orifício para a linha de retorno, fazendo a sangria. Deslocando-se este
carretel acarreta em um aumento da perda de carga no orifício de controle, o que ocasiona a elevação da pressão na linha de suprimento até o
ponto em que se torna possível movimentar o motor hidráulico. Neste
caso, quando a válvula de controle é totalmente acionada, a pressão de
suprimento é decorrente da carga existente no motor hidráulico, além
das perdas de carga que acercam todo o componente.
3M1
CARGA
3V1
Figura 3.14: Circuito hidráulico simplificado para a solução III.
3.4 Definição das válvulas utilizadas no circuito
Com a apresentação destas concepções a serem estudadas, agora se
deve selecionar como e que tipo de concepções de orifícios e centro de
válvulas que irão realizar o trabalho de controle.
Para isto, estudam-se os principais elementos utilizados para regulagem da abertura dos orifícios assim como os tipos de concepções da
posição neutra da válvula (posição inicial). Apresenta-se na Tabela 3.1
uma matriz dos elementos básicos e na Tabela 3.2 as concepções de
posição neutra, apresentados por Linsingen (2008).
59
Tabela 3.1: Elementos básicos para a concepção da válvula.
Elementos de
assento
Elementos deslizantes
Carretel
deslizante
Obturador
esférico
Êmbolo rotativo
obliquo
Êmbolo com
entalhe
circunferencial
Obturador
cônico
Placa deslizante
Obturador de
disco
Carretel rotativo
Êmbolo rotativo
helicoidal
Êmbolo com
entalhe
logitudinal e
diafragma
Êmbolo com
entalhe
longitudinal
Placa rotativa
Bocal-palheta
Tabela 3.2: Concepções de centro da válvula.
Concepções de posição neutra da válvula
A
B
P
T
Centro aberto
A
B
P
T
Pórtico P fechado
A
B
P
T
Centro fechado
A
B
P
T
Pórtico T fechado
regenerativo
A
B
P
T
Centro tandem
A
B
P
T
Centro aberto com
restrição
60
3.4.1 Válvula de controle da concepção I
Para a concepção I percebe-se que a válvula está localizada entre as
vias de suprimento e de retorno e sabe-se que o seu orifício de controle
deve estar aberto quando a válvula está em sua posição inicial. Como a
furadeira é acionada manualmente e com movimento linear, a abertura
do orifício deve ser lenta e gradual de forma que o operador possa ter
sensibilidade de ajuste de velocidade.
Assim, o uso de elementos de controle que apresentam um grande
ganho de área e de elementos rotativos não são recomendados. Elementos como carretéis deslizantes com entalhos ou êmbolo deslizante com
entalhos podem ser utilizados, porém o custo de fabricação dos mesmos
é superior se comparado com a de um obturador cônico.
Segundo Linsingen (2008), elementos de controle tipo obturador
cônico com um ângulo de cone abaixo de 20° possuem um ganho de
área pequeno, sendo interessante para ajustes precisos de vazão para uso
em pressão constante. Apesar da impossibilidade de se trabalhar sob
uma pressão constante, esta alternativa é a de maior viabilidade de fabricação e de uso.
3.4.2 Válvula de controle da concepção II
Para este controle torna-se necessário o uso de duas válvulas, sendo
que uma realiza o controle da vazão e outra regule a pressão. Para a
primeira, como está em série com o motor hidráulico, é necessário que
seu ponto neutro seja fechado e o ganho de área do orifício seja pequeno. Baseado na escolha da válvula da concepção I utiliza-se uma válvula
de assento cônico, pois além da vantagem de um ganho de área pequeno,
possui uma boa vedação.
Para a balança de pressão, como o ganho de área do orifício também deve ser pequeno assim como o orifício de controle, opta-se pelo
uso de um elemento deslizante tipo carretel com entalhes. Este elemento
atua geralmente conectando a via de suprimento com a via de retorno.
Quando o motor hidráulico entra em funcionamento, a balança de pressão passa atuar na região de sobreposição e o orifício de controle é relativo à geometria e dimensão dos entalhes no carretel. Para auxiliar no
posicionamento desta válvula também atua uma mola, cuja força de précarga é proporcional a perda de carga existente na válvula de controle de
vazão.
61
3.4.3 Válvula de controle da concepção III
Para esta solução de concepção utiliza-se da mesma idéia apresentada na solução I, exceto pela válvula de retenção, que no local desta
utiliza-se um elemento de controle que possua um grande ganho de área,
montado na mesma haste da válvula de assento com obturador cônico.
Para esta função escolhe-se o elemento deslizante tipo carretel, já que
este possui um ganho de área elevado se comparado com o outro elemento de controle (obturador cônico).
Assim, na posição neutra (inicial) a ligação entre a via de suprimento e a via de motor permanece fechada pelo obturador tipo carretel deslizante, enquanto a ligação entre a via de suprimento e a via de retorno,
estabelecida pelo obturador cônico, fica totalmente aberta. Quando ocorre o posicionamento do carretel (pistão que engloba o obturador cônico
e o elemento deslizante tipo carretel) o orifício entre as vias de suprimento e motor abre, enquanto se regula o orifício de controle.
3.4.4 Válvula de segurança
Para realizar a limitação do torque máximo, sugere-se o uso de uma
válvula de alívio conectada entre as vias de suprimento e retorno como
forma de controlar a diferença de pressão entre as vias do motor e, consequentemente, o torque máximo da furadeira. Com o uso de um ajuste
via parafuso, pode-se regular a força de pré-carga da mola, ou seja, a
pressão de abertura desta válvula.
Para essa função, a válvula não deve possuir vazamentos quando
estiver fechada. Linsingen (2008) caracteriza dois tipos de obturadores
que possam trabalhar nesta aplicação, que são o obturador esférico e o
obturador cônico. Assim, o autor relata o emprego de válvulas de assento com obturador esférico principalmente como válvulas de retenção,
mas também se utilizam elas como válvulas limitadoras de pressão usadas como válvulas de segurança. As válvulas de assento com obturador
cônico com um elevado ângulo do cone também possuem as mesmas
aplicações da válvula com obturador esférico, já que ambas tem um
comportamento similar.
Do modelo original fornecido pela empresa, podem-se retirar informações básicas relativas ao funcionamento do equipamento a partir
do uso de uma ferramenta baseada nas estruturas funcionais. Com o uso
62
desta ferramenta pode-se caracterizar as funções principais do equipamento, e a partir de critérios e conhecimentos verifica-se as funções
deficientes que podem ser melhor trabalhadas.
Desta forma, trabalha-se nestas funções em busca de uma melhor
concepção para o produto. Posteriormente, escolhida a concepção utilizada, podem-se selecionar os elementos básicos de uma válvula.
Como resultado, neste capítulo apresenta-se três concepções que serão estudadas e analisadas no próximo capítulo em busca da melhor
alternativa, sendo que posteriormente se realizará um dimensionamento
da solução escolhida. A Figura 3.15 apresenta os principais passos seguidos nesta fase de projeto.
Projeto Conceitual
Estudo da estrutura
funcional do
modelo original
Desenvolvimento de
concepções para a
estrutura funcional
selecionada
Levantamento de
estruturas funcionais
alternativas
Definição dos
componentes das
concepções
desenvolvidas
Seleção da estrutura
funcional
Projeto Preliminar
Modelagem e Análise
das Concepções
Figura 3.15: Principais passos seguidos na fase de Projeto Conceitual.
CAPÍTULO 4
PROJETO PRELIMINAR – MODELAGEM E ANÁLISE DAS
CONCEPÇÕES
Neste capítulo são apresentados os ensaios realizados em uma bancada de testes do modelo original da furadeira, fornecido pela MEDAL.
Com a utilização dos resultados experimentais do modelo original, são
desenvolvidos modelos teóricos no software AMESim tanto para o modelo da furadeira original como para as soluções geradas no capítulo
anterior, de forma a buscar o melhor princípio de solução do circuito
hidráulico, do sistema de controle e da válvula empregada.
4.1 Experimento
4.1.1 Bancada de testes e condições de ensaio
Para avaliação do funcionamento do modelo original e obtenção
dos dados necessários para uma análise numérica, torna-se necessária a
realização de ensaios em regime permanente em uma bancada de testes,
no qual são extraídos dados experimentais que torque, velocidade, vazão
e pressão que, segundo BLACKBURN et al. (1960), são as variáveis de
maior importância na operação de máquinas de deslocamento positivo,
caso da furadeira hidráulica.
Assim sendo, para a realização destes ensaios constrói-se uma bancada de ensaios de forma a simular a unidade hidráulica de um trator, a
qual está apresentada detalhadamente no Apêndice B. Esta bancada
utiliza um sistema load sensing e o bloco empregado possui a capacidade de regular a vazão desejada, assim pode-se realizar ensaios para diferentes faixas de vazão.
Devido às características de funcionamento da furadeira hidráulica,
o funcionamento deste sistema load sensing é similar a um sistema convencional tipo centro aberto, uma vez que a furadeira hidráulica consome toda a vazão fornecida pela bomba, seja através do motor hidráulico
ou por by-pass.
De forma sucinta, na Figura 4.1 apresenta-se o diagrama hidráulico
da bancada de testes da furadeira, na Figura 4.2 apresenta-se a bancada
de testes, em que na Tabela 4.1 mostra seus principais componentes.
64
Figura 4.1: Diagrama hidráulico da bancada de testes e do modelo
original da furadeira.
Figura 4.2: Bancada de testes.
Capítulo 4 – Projeto Preliminar – Modelagem e Análise da Concepção
65
Tabela 4.1: Principais componentes da bancada de testes do modelo
original.
Índice
1
Símbolo
2
0P1
3
4
5
6
7
0V1
0S3/0S4
0S8
0S2
0S6
Componente
Modelo original da Furadeira Hidráulica.
Bomba de engrenagens para geração de carga no
eixo do motor.
Válvula de orifício
Transdutor de torque e rotação HBM T32FNA
Transdutor de vazão WEBTEC CT 150
Transdutor de pressão HBM P15A1-200bar
Transdutor de pressão HBM P15A1-200bar
As condições gerais de ensaio são as seguintes:
Fluído Hidráulico: Mobil DTE 25 (ISO VG 46);
Temperatura de trabalho: 40 ± 5 °C;
Viscosidade cinemática do Fluido em 40 °C: 46 cSt;
Viscosidade cinemática do Fluido em 100 °C: 5,2 cSt;
Massa específica: 879 kg/m³.
Esta bancada de ensaios funciona da seguinte forma: A furadeira
hidráulica é conectada a uma fonte de energia hidráulica (0Z1) e a uma
bomba de engrenagens (0P1) com a função de transformar a energia
mecânica gerada pelo motor da furadeira (1M1) em energia hidráulica,
em que a válvula de orifício (0V1) simula uma carga no sistema. Para o
controle da furadeira, utiliza-se a válvula de controle existente na mesma (1V1).
Realiza-se a aquisição dos dados na linha de suprimento com um
transdutor de pressão (0S2) que faz a aquisição da pressão de suprimento (pS), na linha de retorno utiliza-se um transdutor de pressão (0S6)
para a aquisição da pressão na linha de retorno (pT), e de um transdutor
de vazão (0S8) para a medição da vazão que passa pela furadeira hidráulica. Para aquisição da rotação e torque existente no eixo do motor hidráulico da furadeira, utiliza um transdutor de torque e rotação (0S3 e
0S4). Na linha de carga, utiliza-se um transdutor de pressão para monitoração da pressão (0S5). Os termopares instalados nas linhas de suprimento e retorno (0S1 e 0S2) não são utilizados neste primeiro experimento. As incertezas de medições estão apresentadas no Apêndice B.
Como este modelo deve ser avaliado para diferentes condições de
vazão e de trabalho, realizam-se os experimentos em 5 condições de
vazão da unidade hidráulica, quais sejam: 10, 20, 30, 40 e 50 L/min. O
•
•
•
•
•
66
valor de vazão máximo corresponde ao obtido na análise sobre o mercado de tratores apresentada no Item 2.3
Os valores de torque utilizados no ensaio são de 2,5 à 5,5 Nm, com
incrementos de 1 Nm. Devido à perda de carga da válvula 0V1 assim
como atrito mecânico da bomba de engrenagens utilizada como carga no
sistema, não é possível realizar ensaios com valores de torque abaixo de
2 Nm para a maioria das vazões a serem aplicadas.
Para um torque de 2,5 Nm, pode ser feito ensaios em três faixas de
vazão: 10, 20 e 30 L/min. Para faixas maiores que isto, o torque desenvolvido pela bomba hidráulica utilizada como carga no experimento
ultrapassa o valor determinado. O mesmo é valido para o torque de 3,5
Nm, em que para a vazão de 50 L/min não se pode realizar o experimento. Deve-se salientar que estes ensaios não são normalizados.
Utilizando estas condições, a furadeira hidráulica é ensaiada em duas situações de uso:
1) Com a válvula em sua posição inicial, em que o orifício encontra-se totalmente aberto (posição neutra da válvula 1V1), no
qual a vazão ocorre diretamente para a linha de retorno;
2) Com a válvula acionada, em que o orifício encontra-se fechado,
e a vazão passa pelo motor hidráulico, acionando-o.
Estas condições correspondem as situações em que o equipamento
está conectado na unidade hidráulica, e esta está ativa, porém a furadeira
não está sendo utilizada (situação (1)) e quando a furadeira está sendo
utilizada em sua condição máxima frequência de rotação (situação (2)).
Na situação (2) considera-se que toda a vazão que entra na furadeira passa pelo motor hidráulico, desprezando os vazamentos internos que
possam ocorrer na folga do obturador com o assento da válvula 1V1.
Desta forma, apresentam-se na Figura 4.3 os resultados das pressões nas linhas de suprimento e retorno e a diferença de pressão na furadeira hidráulica pela vazão para a situação (1). Neste ensaio pode-se
notar que ocorre uma perda de pressão considerável entre as portas de
suprimento e retorno da furadeira hidráulica, sendo estas perdas causadas tanto pela perda de carga nos canais como pela válvula existente em
seu interior. A pressão elevada que ocorre na linha de retorno é decorrente do bloco hidráulico e dos demais componentes existentes na bancada hidráulica utilizada.
67
60
ps
pt
Δp - Modelo original
Pressão (bar)
50
40
30
20
10
0
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
60
Figura 4.3: Curvas experimentais de pressão pela vazão na furadeira hidráulica na situação (1).
Apresenta-se na Figura 4.4 a potência dissipada para a mesma situação de funcionamento. A potência dissipada para este caso equivale a
potência total consumida pela furadeira, obtida a partir do produto da
diferença de pressão que ocorre na furadeira pela vazão volumétrica, ou
seja:
𝑃 = 𝛥𝑝. 𝑞𝑣
(4.1)
em que:
P = Potência [kW];
Δp = Diferença de pressão [Pa];
qv = Vazão volumétrica [m³/s].
A redução da diferença de pressão entre as portas de suprimento e
retorno é o principal objeto de estudo, pois a potência dissipada é proporcional a essa. Além de ser um gasto desnecessário de energia, causa
o aquecimento da furadeira hidráulica e do fluído hidráulico, que pode
acarretar na deterioração tanto do fluido como das vedações.
Para a situação (2), realizam-se os ensaios com o objetivo de obter
as características de funcionamento sob diversas condições de torque no
eixo e vazão, além de conseguir informações que auxiliem a estimar o
rendimento volumétrico do motor hidráulico.
68
Potência dissipada (kW)
2,5
2
1,5
1
0,5
0
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
60
Figura 4.4: Potência dissipada na furadeira hidráulica para a situação (1).
Frequência de rotação (r/min)
Na Figura 4.5 apresentam-se os resultados obtidos de rotação pela
vazão de saída da furadeira para os quatro casos de torque ensaiados.
Nela pode-se notar que a frequência de rotação é praticamente independente do torque aplicado. Desta forma, o rendimento volumétrico do
motor hidráulico utilizado na furadeira hidráulica pode ser considerado
independente do torque aplicado no eixo, sendo isto discutido na Seção
4.2.5
4000
3500
3000
2500
2000
1500
Torque de 2,5 Nm
Torque de 3,5 Nm
Torque de 4,5 Nm
Torque de 5,5 Nm
1000
500
0
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
60
Figura 4.5: Rotação da furadeira hidráulica obtida experimentalmente em 4 níveis de torque atuando no motor.
69
Outro importante dado a ser retirado dos ensaios é o rendimento
global. Este pode ser obtido a partir dos valores da potência total, obtida
através da Equação (4.1), e dos valores de potência mecânica, apresentada na Equação (4.2), conforme indicado na Equação (4.3).
(4.2)
𝑃𝑚 = 𝑇. 𝜔
𝜂𝑔 =
𝑃𝑚
. 100
𝑃𝑡
(4.3)
Em que:
Pm = Potência mecânica [kW];
Pt = Potência total [kW];
T = Torque [Nm];
ω = Rotação [rad/s];
ηg = Rendimento global [%].
Apresentam-se na Figura 4.6 os resultados do cálculo do rendimento global da furadeira hidráulica para diversas condições de torque e
vazão. Neste gráfico, observa-se que o rendimento global diminui com o
aumento da vazão para um mesmo torque no eixo. De fato isto ocorre
devido aos vazamentos internos no motor e as perdas internas tanto na
tubulação como nas válvulas da furadeira hidráulica, em que ocorre uma
perda de carga proporcional a vazão que escoa pela mesma.
45
Rendimento Global (%)
40
35
30
25
20
Torque de 2,5 Nm
15
Torque de 3,5 Nm
10
Torque de 4,5 Nm
5
Torque de 5,5 Nm
0
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
60
Figura 4.6: Rendimento global experimental do modelo original para diversos torques no eixo e vazões.
70
4.2 Modelagem matemática
Para a modelagem matemática, conforme KARNOPP (1990, apud
SILVA, et al., 2002), podem-se mencionar dois caminhos tradicionais,
sendo estes o Fluxo de Sinal, e o método conhecido como Multiportas,
que envolve fluxo de potência e é derivado da técnica Bond Graph. Segundo (SILVA, et al., 2002), sobre o método Fluxo de Sinal, este tem
uma vasta aplicação em sistemas de controle, mas apresenta restrições
nos demais campos da engenharia, sendo considerado um caso particular
do método Multiportas.
Quando se utiliza o Fluxo de Sinal, é necessário definir explicitamente todas as portas que conectam os modelos dos componentes, que
representa as ligações e equações matemáticas que caracterizam os sinais envolvidos. Já no método Multiportas especificam-se apenas as
portas correspondentes as conexões físicas, e deste modo, o simulador
resolve internamente as equações, definindo a causalidade entre os modelos que correspondem os componentes (SILVA, et al., 2002).
Desta forma, opta-se pelo uso software AMESim, em que este é baseado no método multiportas, e possui uma vasta biblioteca de componentes hidráulicos, sendo também possível a construção de componentes
hidráulicos a partir de elementos básicos, através da ferramenta “Hydraulic Component Design” (IMAGINE®, 2004).
Assim sendo, com o uso das bibliotecas existentes neste software,
desenvolve-se um modelo matemático idealizado que representa o circuito hidráulico da furadeira. Os resultados obtidos neste modelo idealizado são comparados com os resultados experimentais, com o objetivo
de desenvolver um modelo real, que possua as mesmas características
das observadas no experimento, como a perda de carga nos canais e o
rendimento mecânico e volumétrico do motor.
A partir deste modelo real, criam-se outros modelos que representem as soluções apresentadas no capitulo anterior, uma vez que se utiliza
da hipótese que a perda de carga existente nos canais, assim como o
rendimento volumétrico e mecânico do motor são as mesmas para o
modelo real como para os modelos a serem desenvolvidos.
Posteriormente, realiza-se a comparação dos modelos de soluções
desenvolvidos e com o uso de critérios obtidos a partir das especificações de projeto, seleciona-se a solução adotada.
A descrição destes modelos e parâmetros utilizados encontra-se apresentados no Apêndice C.
71
4.2.1 Modelo Idealizado – AMESim
Figura 4.7: Modelo idealizado da furadeira hidráulica em AMESim.
72
A partir do circuito hidráulico do modelo original da furadeira hidráulica, desenvolve-se um modelo matemático que simula estes componentes de forma idealizada. Este modelo se utiliza das características
geométricas do protótipo fornecido pela MEDAL, como tamanho do
carretel, curso do carretel, ângulo de cone e deslocamento volumétrico
do motor hidráulico, e não se considera as perdas ocasionadas pelos
canais internos ou a eficiência do motor hidráulico.
Desta forma, apresenta-se na Figura 4.7 o esboço do modelo idealizado utilizado na simulação no software AMESim, no qual representa o
circuito da furadeira em um sistema ideal, que desconsidera as perdas
relacionadas ao rendimento do motor hidráulico, do bloco de controle e
das ligações internas.
Desenvolvido o modelo idealizado, faz-se a simulação com as
mesmas condições de ensaio apresentadas na Seção 4.1.1 Posteriormente os resultados obtidos nesta simulação são comparados com os obtidos
no ensaio do protótipo fornecido, no qual se analisa diferença de pressões e de rotação entre o modelo teórico idealizado e o experimento
realizado.
4.2.2 Caracterização da queda de pressão na linha de retorno
A perda de carga existente na linha de retorno trata-se da diferença
de pressão entre a tomada de pressão no retorno (pT) e o reservatório,
este a pressão atmosférica. Neste caminho, existem diversos componentes presentes que causam um aumento na pressão da linha de retorno
como a própria válvula direcional do bloco de controle, ligações internas
do bloco, tubulações, joelhos e filtros.
De forma a simplificar a determinação da queda de pressão total existente na linha de retorno, utiliza-se a diferença dos valores experimentais médios da pressão de retorno obtidos nos ensaios realizados no
protótipo com o valor obtido por simulação com o modelo idealizado,
em que a pressão de retorno é de 0 bar. Assim sendo, consegue-se traçar
a curva apresentada no gráfico da Figura 4.8, que apresenta a diferença
de pressão encontrada na comparação entre o ensaio teórico e o experimental.
Posteriormente, modela-se esta diferença de pressão no modelo simulado de forma que este represente o comportamento real. Deste modo, utiliza-se na simulação em AMESim um orifício regulável como
fonte de perda de carga. A perda de carga deste orifício segue a equação
da linha de tendência obtida na Figura 4.8.
73
40
35
y = 0,0064x2 + 0,2448x
Pressão (bar)
30
25
20
15
10
5
0
0
10
20
30
40
Vazão (lpm)
50
60
70
Figura 4.8: Diferença dos resultados experimentais e do modelo idealizado na perda de carga existente na linha de retorno.
Assim, a partir desta equação da curva de tendência apresentada no
gráfico e da equação da vazão apresentada no capítulo anterior (Equação
(3.1)), pode-se estimar a área do orifício que resulte no valor da diferença de pressão obtida para cada vazão. Desta forma, obtém-se a Equação
(4.4) que descreve a abertura do orifício para um coeficiente de descarga
(Cd) constante de 0,7 6, a qual é inserida no modelo real em AMESim:
Aot
(4.4)
0,873. q vT ³ − 114,91. q vT ² + 6192,7. q vT + 28632
=
10000
Em que:
Aot = Área do orifício da linha de retorno [mm²];
qvT = Vazão volumétrica na linha de retorno [L/min].
Observa-se que em aplicações reais, possivelmente a furadeira trabalhará com sobre-pressão na linha de retorno. Dependendo da geometria utilizada no carretel da válvula da furadeira pode causar um desbalanceamento das forças no carretel, dificultando o acionamento e posicionamento do mesmo. Esta questão será discutida no Capítulo 5.
6
Considerado na literatura um valor médio de coeficiente de descarga em orifícios.
74
4.2.3 Caracterização da queda de pressão na linha da válvula de controle
Com a simulação do modelo idealizado da furadeira hidráulica, os
resultados ajustados da diferença de pressão no trecho entre as tomadas
de pressão de suprimento e retorno (pS e pT) também podem ser comparados com os resultados experimentais, na condição em que a vazão
total passa somente pela válvula de controle. A diferença entre os valores teóricos e experimentais da diferença de pressão também podem ser
considerados como uma perda de carga em orifício.
Desta forma, calcula-se esta diferença de pressão entre os resultados teóricos e experimentais, obtendo-se a curva apresentada na Figura
4.9, onde neste mesmo gráfico apresenta-se a curva de tendência e sua
equação da queda de pressão pela vazão.
10
Diferença de pressão (bar)
9
8
7
6
5
y = 0,0025x2 + 0,0637x
4
3
2
1
0
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
60
Figura 4.9: Diferença de pressão entre o modelo experimental e o
modelo idealizado quando a vazão escoa somente pela válvula de controle.
Assim, também a partir do uso de um orifício regulável, aplica-se
uma função mostrada na Equação (4.5) que representa a área do orifício
utilizada na correção a ser implantada no modelo adaptado:
Aos =
75
4,2508. q vs ³ − 447,2. q vs ² + 16108. q vs + 40190
10000
(4.5)
em que:
Aos = Área do orifício da linha de suprimento [mm²];
qvs = Vazão volumétrica na linha de suprimento [L/min].
4.2.4 Caracterização da perda de carga na linha do motor hidráulico
Diferença de Pressão (bar)
Caracteriza-se a queda de pressão na linha do motor hidráulico como a diferença existente nas pressões de suprimento e de retorno entre
os resultados obtidos experimentalmente com os obtidos pelo modelo
teórico idealizado, quando a válvula está posicionada de modo que toda
a vazão é dirigida para o motor hidráulico. No modelo original basicamente boa parte da perda de carga existente é oriunda da válvula de
retenção. Experimentalmente obtém-se a pressão para a abertura desta
válvula de retenção em 25,83 bar, sendo este valor também utilizado no
modelo teórico.
Esta diferença de pressão existente também pode ser simulada como um orifício regulável. No modelo idealizado, as cargas envolvidas
são oriundas do torque que ocorre no eixo do motor com a perda de
carga que ocorre na válvula de retenção, diferentemente do modelo real,
o qual inclui também o rendimento mecânico do motor hidráulico. Na
Figura 4.10 apresenta-se esta diferença entre o modelo idealizado e o
experimento.
30
25
20
15
10
5
y = 0,0007x3 - 0,055x2 + 1,5888x - 7,1848
0
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
60
Figura 4.10: Diferença de pressão entre o modelo idealizado e o sistema real para a linha do motor.
76
A partir destes valores de perda de carga utiliza-se um modelo de
orifício regulável cuja sua área segue a Equação (4.6):
Aom =
0,0685. q vm 4 − 11,213. q vm 3 + 543,49. q vm 2 − 6508,1. q vm + 100991
10000
(4.6)
em que:
Aom = Área do orifício da linha do motor [mm²];
qvm = Vazão volumétrica que escoa pela linha do motor [L/min].
Torna-se interessante notar que na diferença de pressão entre o modelo idealizado e o experimento também inclui indiretamente o rendimento mecânico do motor hidráulico. Assim pode-se considerar que o
rendimento mecânico utilizado no bloco do motor hidráulico é de 100%,
uma vez que sua parcela dissipada está inclusa no orifício regulável.
4.2.5 Rendimento Volumétrico
Conforme Linsingen (2008), as perdas volumétricas ocorrem através das folgas existentes entre as partes móveis, em decorrência da existência de diferenciais de pressão e também da rotação. Podem ocorrer
perdas de vazão devido a cavitação e/ou aeração do fluido, porém estes
dois casos devem ser evitados ao extremo em decorrência aos danos
causados nos componentes hidráulicos, de forma que se desconsidera a
sua ocorrência em condições normais de operação.
Assim sendo, no caso de motores a vazão absorvida (qab) é maior
que a vazão geométrica (qtm), ou seja, a vazão efetivamente utilizada é
maior que a vazão teórica, de forma a compensar os vazamentos existentes no motor, ou seja:
𝑞𝑎𝑏 = 𝑞𝑡𝑚 + 𝑞𝑓
(4.7)
em que:
qf = Vazão de fugas [m³/s];
qab = Vazão absorvida [m³/s];
qtm = Vazão geométrica [m³/s].
Assim, define-se o rendimento volumétrico do motor através da relação entre vazão geométrica e vazão efetiva, isto é:
𝑞𝑓
𝑞𝑡𝑚
𝜂𝑣𝑚 =
= 1−
(4.8)
𝑞𝑎𝑏
𝑞𝑎𝑏
77
A vazão de fugas ocorre pelas diversas folgas existentes entre as
partes móveis do motor hidráulico, as quais possuem uma característica
geométrica similar a superfícies planas paralelas. Como geralmente
estas geometrias possuem uma folga muito menor que a largura e o
comprimento deste canal pode-se considerar que o escoamento por ela
seja laminar, de forma a obedecer as equações de placas planas paralelas
com e sem movimento de parede. Desta forma, pode-se admitir que a
vazão que passa por esta folga é diretamente proporcional a diferença de
pressão e velocidade e inversamente proporcional a viscosidade. Por
extensão, como o tipo de fluido e sua temperatura são controlados, pode-se considerar a viscosidade assim como a própria frequência de rotação como parâmetros constantes, de forma que o rendimento volumétrico é aproximadamente proporcional ao diferencial de pressão que ocorre
no motor (LINSINGEN, 2008).
Desta forma, a partir de ensaios realizados no modelo original sem
carga no eixo obtém-se os dados de vazão, frequência de rotação e do
deslocamento volumétrico do motor, em que assim pode-se estimar o
rendimento volumétrico. A estimativa do rendimento volumétrico realiza-se de forma a obter um valor médio de rendimento para todas as condições de uso, sendo esta relação obtida através de uma equação linear
da tendência dos pontos da vazão efetiva (qm) e da vazão geométrica
(qtm), esta obtida através da rotação obtida experimentalmente com o
deslocamento volumétrico (Dtc) no valor de 13,538 cm³/rot, calculado a
Seção 3.3.2 . Conforme a Figura 4.11, o valor médio o rendimento volumétrico é de 93%.
Vazão Geométrica
(teórica) (L/min)
60
50
y = 0,9306x
40
30
20
10
0
0
10
20
30
40
50
60
Vazão Efetiva (experimental) (L/min)
Figura 4.11: Vazão geométrica (teórica) versus Vazão efetiva no
motor hidráulico.
78
4.3 Modelo Adaptado – AMESim
Após o ajuste e implementação dos orifícios que simulam as perdas
de carga na furadeira, realizam-se simulações com o objetivo de validar
o modelo em AMESim, apresentado na Figura 4.12. As simulações são
realizadas sob as mesmas condições do experimento em relação ao torque aplicado no motor, quando este está em movimento.
Figura 4.12: Modelo adaptado em AMESim da furadeira hidráulica
original.
79
Na Figura 4.13 apresenta-se a comparação entre a simulação e o
experimento (ambos discretos) quando a válvula está em sua posição
inicial (totalmente aberta) e o motor parado. Nestas curvas pode-se notar
que o comportamento teórico da pressão é similar ao do protótipo ensaiado e as diferenças apresentadas, principalmente nos extremos das curvas, estão dentro da faixa de incerteza 7 dos transdutores utilizados nas
portas pS e pT (± 2 bar). Isto é decorrente ao resultado do ajuste utilizado
para Ao (Equações (4.4), (4.5) e (4.6)).
Também se apresenta na Figura 4.14 uma comparação da potência
dissipada, calculada pela Equação (4.1), entre o modelo e o experimento. Estes resultados correspondem à situação em que a válvula está em
sua posição inicial, onde se pode observar a grande similaridade entre as
curvas, confirmando a validade do modelo em AMESim para esta condição.
60
ps - simulado
Pressão (bar)
50
pt - simulado
Δp - simulado
40
ps - experimento
pt - experimento
30
Δp - experimento
20
10
0
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
60
Figura 4.13: Comparativo das pressões do modelo experimental
com o modelo adaptado quando a válvula está em sua posição inicial
(motor parado).
7
A tabela de transdutores e incertezas encontra-se apresentada no Apêndice B.
80
2,5
Potência dissipada - simulada
Potência (kW)
2
Potência dissipada - experimento
1,5
1
0,5
0
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
60
Figura 4.14: Comparativo da potência dissipada entre o modelo experimental e o modelo adaptado quando a válvula está em sua posição
inicial (motor parado).
De mesmo modo faz-se a comparação do modelo adaptado com os
ensaios realizados para a situação (2) descrita na Seção 4.1.1 . Assim
montam-se os gráficos da Figura 4.15, Figura 4.16, Figura 4.17 e Figura
4.18, em que se pode observar a similaridade entre os valores obtidos
teoricamente com os obtidos experimentalmente.
120
ps - simulado
pt - simulado
Δp - simulado
Pressão (bar)
100
80
ps - experimento
pt - experimento
Δp - experimento
60
40
20
0
0
5
10
15
20
Vazão (L/min)
25
30
35
Figura 4.15: Comparação entre os resultados simulados e experimentais para a condição (2) com um torque de 2,5 Nm.
81
120
ps - simulado
pt - simulado
Δp - simulado
Pressão (bar)
100
80
ps - experimento
pt - experimento
Δp - experimento
60
40
20
0
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
120
ps - simulado
pt - simulado
Δp - simulado
Pressão (bar)
100
ps - experimento
pt - experimento
Δp - experimento
80
60
40
20
0
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
60
82
120
ps - simulado
pt - simulado
Pressão (bar)
100
ps - experimento
pt - experimento
80
60
40
20
0
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
60
Realiza-se também uma comparação entre o rendimento global obtido nos ensaios com o protótipo original da furadeira hidráulica com os
resultados obtidos no modelo adaptado em AMESim. Esta comparação
pode ser observada na Figura 4.19 e nela nota-se também uma semelhança entre os resultados obtidos experimentalmente e teoricamente,
principalmente para valores maiores de vazão, validando assim o modelo de orifícios utilizado.
45
Rendimento Global (%)
40
35
30
25
20
15
Simulado - 2,5 Nm
Simulado - 3,5 Nm
Simulado - 4,5 Nm
Simulado - 5,5 Nm
10
5
0
0
10
20
30
Vazão (L/min)
Experimento - 2,5 Nm
40
50
60
Figura 4.19: Comparação entre o rendimento simulado e experimental.
83
Deste modo, conclui-se que a previsão com AMESim é excelente
quando o modelo é alimentado com valores reais (ajustados) de áreas de
passagem, se tornando uma excelente ferramenta de análise e concepção
de projeto, como mostrado a seguir.
4.4 Análise das concepções
Para a realização dos ensaios e comparação entre as soluções, temse como hipótese fundamental que as concepções apresentem características básicas similares com o modelo original desenvolvido. Estas características são as seguintes:
• Utilizam o mesmo motor hidráulico,
• Considera-se que as perdas de carga causadas pelos canais
nas três concepções de solução são idênticas a perda de
carga existente no modelo original.
• Dimensões gerais da válvula de controle para os três modelos também são iguais a do modelo original, exceto quando
estas são o objeto de estudo das soluções.
Desta forma pode-se usar da hipótese dos orifícios reguláveis para
estes modelos assim como o mesmo motor. Posteriormente comparamse as concepções e define qual a melhor alternativa. Os dados relativos à
geometria dos modelos utilizados estão apresentados no Apêndice C.
A seguir são descritos os modelos das concepções estudadas.
4.4.1 Concepção I
Para esta solução utiliza-se um modelo em AMESim similar ao utilizado para o modelo original apresentado na Figura 4.12. Porém para a
concepção I se realiza modificações de forma a aumentar a área de passagem do orifício quando a furadeira está em sua posição inicial.
Este aumento de área realiza-se através da redução do comprimento
do cone utilizado na válvula de assento, como pode ser visto na Figura
4.20. Nela observa-se uma redução do comprimento do cone de 9 mm
para 8 mm e o aumento o curso do carretel de 8 mm para 10 mm do
modelo original (a) para a Concepção I (b). Desta forma, a área do orifício passa de 21,04 mm² para 122,52 mm².
84
ps
ps
pt
(a) Modelo original
Ø 10
8
Ø 16
Ø 10
Ø 17
φ=3°
φ=3°
Ø 16
Ø 17
8
9
pt
10
(b) Concepção I
Figura 4.20: Válvula cônica do modelo original e da concepção I.
Esta alteração acarreta a redução da diferença de pressão nesta válvula de assento que, por sua vez, resulta em uma pressão menor na porta
de suprimento da furadeira hidráulica. Isto possibilita o uso de uma
mola com menor pré-carga na mola da válvula de retenção localizada na
linha do motor hidráulico (esta solução faz o uso deste componente) de
forma a garantir que não ocorra vazão para o motor quando a válvula de
controle da furadeira hidráulica está em sua posição neutra (totalmente
aberta).
Com estas pequenas modificações, consegue-se reduzir a perda de
carga quando o equipamento está simplesmente conectado a um sistema
hidráulico ativado, como se apresenta na Figura 4.21. Neste gráfico
percebe-se que a máxima diferença de pressão encontrada entre as vias
de suprimento e de retorno é de 10 bar, sendo esta a pressão mínima
para que a válvula de retenção permaneça fechada.
Pressão (bar)
40
35
ps
30
pt
25
Δp
20
15
10
5
0
0
10
20
30
40
50
60
Vazão (L/min)
Figura 4.21: Perda de carga da furadeira hidráulica para a concepção I com a válvula na posição neutra.
85
Com um pensamento conservativo, adota-se que a pressão de abertura da válvula de retenção seja 20% superior a menor pressão resultante
de perda de carga. Assim sendo regula-se a pressão para a abertura da
válvula de retenção em 12 bar.
Ressalta-se que esta modificação também melhora o rendimento da
furadeira quando o motor hidráulico está sendo utilizado, já que a pressão necessária para a abertura e manutenção da abertura da válvula de
retenção é menor, se comparado com os resultados apresentados na
Figura 4.13.
4.4.2 Concepção II
Para a concepção II, a válvula de controle cônica é conectada em
série com o motor hidráulico e em paralelo a estes dois componentes
utiliza-se uma válvula reguladora de pressão, denominada de balança de
pressão. Estes componentes podem ser observados na Figura 4.22.
Figura 4.22: Modelo em AMESim da concepção II.
86
A válvula de controle cônica possui as mesmas dimensões da válvula modelada na concepção I, com a diferença de que sua posição neutra é quando o orifício da mesma está fechado. Já a balança de pressão
apresentada na Figura 4.23 atua a partir do balanço das pressões de suprimento (pS) e de carga (pA), em que nesta também atua uma mola (Fm)
como forma de compensar a perda de carga existente entre a tomada de
pressão de suprimento e a tomada de pressão de carga. Neste esboço
também se percebe que na balança de pressão existe 4 ranhuras retangulares, necessárias para o ajuste fino da pressão.
Seu funcionamento baseia-se em que, quando a válvula de controle
estiver na posição neutra, a pressão existente na linha de suprimento
desloca a balança de pressão contra a mola, uma vez que a pressão na
linha de carga é similar a pressão da linha de retorno. Quando a válvula
de controle é acionada, a balança de pressão atua de forma a manter uma
diferença de pressão constante na válvula de controle, melhorando assim
o controle da vazão. Os resultados alcançados serão apresentados junto
com os da concepção III.
1,8
Ø 10
2
pS
pT
Fm
pA
Figura 4.23: Esboço da balança de pressão.
4.4.3 Concepção III
Conforme referido no Capítulo 3, a concepção III utiliza uma válvula cujo carretel possui um elemento de assento cônico e um elemento
tipo carretel deslizante, sendo que este último substitui a válvula de
retenção apresentada na concepção I.
Desta forma, com o uso deste elemento tipo carretel deslizante garante-se que o motor hidráulico está desconectado da linha de suprimento quando a válvula está em sua posição neutra. Quando a válvula está
acionada, a área de passagem do orifício do carretel deslizante é superior
87
a do orifício formado pelo obturador cônico, de forma de que a abertura
da via para o motor hidráulico não influi no controle realizado.
Em outras palavras, o elemento carretel deslizante atua de forma
similar a uma válvula direcional de duas vias enquanto o obturador cônico atua como se fosse uma válvula proporcional de duas vias. As dimensões utilizadas nesta simulação são as mesmas da concepção I para
o obturador cônico.
Como o início do cone do obturador cônico ocorre quando o assento está distante 8 mm da aresta de controle e a válvula possui um curso
de 10 mm, considera-se uma sobreposição de 2 mm no elemento deslizante. Assim sendo, a abertura do orifício da linha de suprimento para a
linha do motor somente ocorrerá quando a válvula estiver posicionada
com uma abertura do obturador cônico entre 0 e 8 mm.
Apresenta-se na Figura 4.24 o esboço em AMESim da concepção
III utilizada. Nela nota-se que, assim como nas demais concepções, o
uso dos orifícios reguláveis nas linhas de suprimento, do motor e de
retorno como forma a emular as perdas de carga existentes no protótipo.
Figura 4.24: Modelo em AMESim para a concepção III.
88
4.5 Comparação dos resultados da modelagem das concepções
Nesta seção apresenta-se a comparação entre as concepções baseada nos parâmetros de frequência de rotação, eficiência energética e rendimento 8 das concepções propostas. Inicialmente divide-se esta comparação para dois casos distintos:
• Quando a válvula permanece em sua posição neutra, desviando a
vazão diretamente para o reservatório;
• Quando a válvula de controle está totalmente acionada, com um
torque de 5,5 Nm atuando sobre eixo do motor hidráulico.
No primeiro caso, o consumo energético tem origem nas perdas de
carga existentes nos canais internos, conexões e na válvula de controle
da furadeira. Tem-se como hipótese que este caso deverá ocorrer com
maior freqüência que o uso em si deste equipamento. Neste caso analisase a diferença de pressão existente entre as vias pS e pT, que se trata da
perda de carga da furadeira.
Na Figura 4.25 apresentam-se estes resultados de diferença de pressão. Nela nota-se que para as concepções I e III a diferença de pressão é
a mesma, uma vez que estas concepções fazem o uso dos mesmos canais
internos e do mesmo tipo de válvula de controle. Já para a concepção II
a diferença de pressão observada é maior, uma vez que a perda de carga
existente na balança de pressão é superior a perda de carga da válvula
com obturador cônico, utilizado nas outras concepções.
30
Modelo original
Concepção I
Concepção II
Concepção III
Pressão (bar)
25
20
15
10
5
0
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
60
Figura 4.25: Diferença de pressão para as três soluções desenvolvidas e
para o modelo original quando a válvula está na posição neutra.
8
Utiliza-se os termos eficiência energética e rendimento, pois o equipamento pode estar
com o motor parado e conectado ao sistema hidráulico, circulando fluido hidráulico por ele, no
qual neste caso não se pode avaliar o rendimento do equipamento.
89
Com estes valores de diferença de pressão também se pode estimar
a potência consumida pela furadeira hidráulica, esta dissipada basicamente em forma de calor. Na Figura 4.26 apresenta a potência dissipada
para as concepções estudadas. Como este gráfico constrói-se com base
na Equação (4.1) é natural que ele seja similar ao gráfico apresentado na
Figura 4.25.
Sob o ponto de vista da potência dissipada, observa-se que as concepções I e III apresentam um gasto energético 33% menor que para a
concepção II em qualquer faixa de vazão. Isto significa que quando a
furadeira estiver conectada a uma unidade hidráulica ativa, sua perda
energética será substancialmente menor.
Para o segundo caso, que é quando a válvula de controle está totalmente acionada, analisam-se os resultados relativos à rotação do motor
hidráulico, a diferença de pressão entre as vias de suprimento e de retorno e o rendimento do equipamento.
2,5
Potência dissipada (kW)
Modelo original
2
Concepção I
Concepção II
1,5
Concepção III
1
0,5
0
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
60
Figura 4.26: Comparativo da potência dissipada para as três soluções e
modelo original para a válvula de controle na posição neutra.
A rotação dos modelos simulados é apresentada na Figura 4.27, onde se percebe que para o modelo original, concepção I e concepção III
os resultados são idênticos, uma vez que para estas soluções a válvula de
controle encontra-se totalmente fechada, desviando toda a vazão fornecida para o motor hidráulico. O mesmo não ocorre para a concepção II,
já que parte da vazão é desviada pela balança de pressão para o retorno,
conforme a diferença das pressões nas vias de suprimento e de carga.
90
4000
Modelo Original
Concepção I
Concepção II
Concepção III
3500
3000
2500
2000
1500
1000
500
0
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
60
Figura 4.27: Comparativo da rotação do motor para um torque de
5,5 Nm.
De mesmo modo que para o primeiro caso, no segundo caso também se analisa a diferença de pressão entre as vias de suprimento e retorno. Na Figura 4.28 apresenta-se esta diferença. Nela pode-se perceber
que para todas as concepções desenvolvidas, a diferença de pressão
existente é menor que para o modelo original e as concepções II e III
apresentam um comportamento similar.
Diferença de pressão (bar)
90
80
70
60
50
40
30
Modelo original
Concepção I
Concepção II
Concepção III
20
10
0
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
60
Figura 4.28: Comparativo entre a diferença de pressão entre as vias
pS e pT para um torque no motor de 5,5 Nm.
91
Rendimento (%)
Com base na diferença de pressão e nos valores de rotação, também
se obtém o rendimento global do equipamento como pode ser visto na
Figura 4.29. Neste gráfico nota-se que o rendimento do protótipo testado
é muito baixo, grande parte devido à válvula de retenção empregada,
que necessita de um valor alto de pressão para sua abertura, em que a
concepção III possui uma melhora de 100% em uma vazão de 10 L/min
e de 30% para uma vazão de 50 L/min, em relação ao modelo original.
Também pode ser visto que o rendimento da concepção II apresentada na simulação tende a ser muito superior ao do modelo original e da
concepção I para vazões menores, em que a eficiência do conjunto é
próxima a 80% para uma vazão de 10 L/min.
Pode-se notar na Figura 4.27 que para uma faixa de vazão entre 30
e 50 L/min a concepção II possui uma menor variação da rotação, chegando na rotação máxima de aproximadamente 1900 r/min para 50
L/min.
100
90
80
70
60
50
40
30
20
10
0
Modelo original
Concepção I
Concepção II
Concepção III
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
60
Figura 4.29: Comparativo do rendimento da furadeira hidráulica para um torque de 5,5 Nm.
4.6 Seleção da solução
Para a seleção da concepção, inicialmente deve-se estabelecer critérios para que se possa fazer uma comparação entre as soluções analisadas e definir qual apresenta maior viabilidade. Estes critérios são estabelecidos conforme as especificações de projeto. Após sua escolha, os
critérios dificilmente terão a mesma importância, por isto torna-se ne-
92
cessária a aplicação de um método para estabelecer o peso de cada critério no produto.
Assim, de forma a buscar uma melhor seleção entre as soluções apresentadas, necessita-se ponderar os critérios de avaliação, ou seja,
definir o grau de importância destes critérios. Para isto, torna-se necessário determinar os pesos dos critérios, podendo ser feito a partir da
comparação aos pares como apresentado na Tabela 4.2. Desenvolve-se
esta matriz a partir da comparação direta entre um critério com os demais, no qual se decide qual dos critérios tem maior importância a cada
comparação.
Tabela 4.2: Matriz de avaliação por comparação dos pesos dos critérios de seleção.
Para o critério mais importante, define-se o valor 1, e ao outro o valor zero. Quando são critérios igualmente importantes, o valor atribuído
é de 0,5 a cada um. (STOLL 1999, apud BACK, et al., 2008). A soma
dos valores de cada linha define o peso absoluto do critério (Si), sendo
posteriormente definido o peso do critério (Wi) como:
wi =
Si
n
∑j=1 Sj
(4.9)
93
Os critérios definidos como ergonomia, design, facilidade de uso,
modularidade, resistência mecânica, design, pressão máxima, segurança
no uso, vazão máxima, torque no eixo são retirados da análise uma vez
que as três soluções propostas os atendem de forma similar. Desta forma, para analise de valoração restam os critérios de eficiência, peso do
equipamento, custo de fabricação, número de componentes, rotação e
confiabilidade.
Assim sendo, a partir dos pesos absolutos obtidos na Tabela 4.2
realiza-se uma segunda valoração dos critérios analisados, como forma
de reclassificar-los. Assim, com o uso da Equação (4.9) se obtém um
novo peso para cada critério, como se observa na Tabela 4.3. Futuramente tais pesos serão utilizados juntamente com a valoração dos critérios de cada concepção para a obtenção da melhor concepção de produto.
Tabela 4.3: Valoração dos critérios analisados.
Critério
Eficiência energética
Custos de fabricação
Confiabilidade
Peso do equipamento
Frequência de rotação
Número de componentes
Soma da linha (Si)
10
10
8,5
5,5
5
2
Pesos (wi)
0,24
0,24
0,21
0,14
0,12
0,05
4.6.1 Eficiência energética
A eficiência energética pode ser dividida em dois casos, sendo o
primeiro a potência dissipada quando o motor hidráulico não está ativo,
ou seja, a potência dissipada pelas perdas de carga na furadeira quando
há uma vazão de 50 L/min pela mesma. Já o segundo caso trata-se
quando o equipamento está em sua posição de funcionamento, no qual a
válvula está totalmente acionada para o funcionamento do motor. Neste
modo considera-se que exista uma carga de 5,5 Nm no eixo do motor
hidráulico
Desta maneira, analisam-se os gráficos apresentados na Figura 4.26
e Figura 4.29 onde se identificam os valores extremos. Feito isto, faz-se
a valoração do critério eficiência energética, que como este está dividido
em 2 partes (potência dissipada e rendimento global), a valoração obtida
para cada parte serão somadas e posteriormente divididas em dois. Realiza-se a valoração considerando como valor máximo 5 para o melhor
94
valor do parâmetro analisado e 1 para o pior valor, sendo que os valores
intermediários são interpolados matematicamente entre 1 a 5.
Assim, apresenta-se na Tabela 4.4 a valoração realizada para a eficiência energética, que corresponde a valoração média apresentada na
última coluna, sendo esta a média aritmética da valoração sobre a potência dissipada e da valoração sobre a eficiência global.
Tabela 4.4: Valoração numérica da eficiência energética.
Modelo
Potência
dissipada
(kW)
Valoração:
potência
dissipada
Rendimento global
(%)
Valoração:
Rendimento global
(ui,j)
Modelo original
Concepção I
Concepção II
Concepção III
2,03
0,83
1,27
0,83
1
5
3,53
5
Valoração
média
(ui,j)
30,8
37,8
32,0
39,7
1
4,14
1,5
5
(ui,j)
1
4,5
2,5
5
4.6.2 Número de componentes e custos de fabricação
Neste item analisa-se a quantidade de componentes existentes assim como os seus custos e processo de fabricação. Como as soluções
obtidas possuem diversos componentes semelhantes geometricamente,
considera-se que o seu número desses influencia diretamente nos custos
de fabricação. Portanto, para esta avaliação os componentes a serem
analisados tratam-se apenas das válvulas, uma vez que estas são os elementos de maior complexidade para fabricação.
Desta forma, como há similaridade entre as três concepções, avaliase as suas diferenças de construção. Esta análise se realiza através da
observação do número e tipo de válvulas representadas nos modelos em
AMESim e, de certo modo, esta análise também fornece um dado qualitativo do processo e custo de fabricação.
Sob o ponto de vista de custos de fabricação, atribui-se uma escala
de custos, sendo que o valor 1 considera-se de fabricação custosa e 5 de
fácil fabricação. Na Tabela 4.5 apresenta-se esta escala.
Tabela 4.5: Valoração de custo de fabricação para três tipos de válvulas.
Tipo de válvula
Válvula de retenção
Válvula de assento
Balança de pressão
Valor (ui,j = 1- custosa; 5 – barata)
5
3
2
95
A valoração do número de componentes é dada pelo valor máximo
arbitrado (5) dividido pelo número de componentes existentes para cada
solução. Como forma de valorar os custos de fabricação para cada solução, define-se que o valor a ser dado é a média aritmética do custo de
fabricação das válvulas utilizadas, sendo esta média dividida pelo número de componentes, como apresentada na Tabela 4.6.
Tabela 4.6: Valoração do número de componentes e de custos de
fabricação.
Modelo
Modelo original
Concepção I
Concepção II
Concepção III
Válvulas
1 válvula de assento,
1 válvula de retenção.
1 válvula de retenção.
1 balança de pressão.
1 válvula de assento.
Valoração:
Número de
componentes
(ui,j)
Valoração:
Custos de
fabricação
(ui,j)
2,5
2
2,5
2
2,5
1,25
5
3
4.6.3 Peso do equipamento e confiabilidade
Considera-se que o número de componentes tem uma pequena influencia tanto para o critério peso do equipamento como para a confiabilidade do equipamento. Trata-se de uma valoração subjetiva para ambos
os critérios, no qual se atribui um valor de 3 para a referência (modelo
original) e para a concepção I, uma vez que ambas possuem o mesmo
princípio de funcionamento. Para a concepção II estima-se um valor de
2, uma vez que esta possui duas partes móveis que realizam o controle
de vazão e para a s concepção III atribui-se peso 4 como o valor ideal, já
que esta possui apenas uma parte móvel.
4.6.4 Frequência de rotação
Semelhantemente a valoração dos demais critérios, avalia-se a frequência de rotação conforme os resultados apresentados na Figura 4.27.
Neste gráfico percebe-se que para a concepção II a frequência de rotação é menor se comparada com as outras concepções para vazões acima
de 30 L/min. Isto ocorre por que a balança de pressão existente neste
96
modelo atua indiretamente como uma reguladora de vazão, pelo fato de
manter uma diferença de pressão constante na válvula de controle, ela
regula a vazão que passa por esta. Além da vantagem de possuir uma
frequência de rotação menor que para as demais concepções, a concepção II apresenta outras vantagens como que a rotação mantém-se constante independente do carregamento e também por poder suportar vazões superiores a 50 L/min na unidade hidráulica, uma vez que o excesso de fluido hidráulico é desviado pela balança de pressão.
Desta forma, a valoração dada ao critério rotação apresenta-se na
Tabela 4.7. Neste considera-se que o modelo original tenha peso 3 e
como as concepções I e III possuem o mesmo comportamento, ganham
o mesmo peso. A concepção II como possui um comportamento favorável a este critério, atribui-se peso 5 a ela.
Tabela 4.7: Valoração do critério rotação.
Modelo
Modelo original
Concepção I
Concepção II
Concepção III
Rotação (ui,j)
3
3
5
3
4.7 Definição da solução apresentada
Determinado os valores dos critérios para cada concepção, a partir
da matriz apresentada na Tabela 4.8 define-se qual a melhor concepção
a ser desenvolvida. Esta concepção é obtida a partir do produto entre o
peso dos critérios e a valoração realizada para cada concepção. Como
resultado observa-se que a concepção mais valorada é a concepção III,
tendo em sequência a concepção I e II.
A partir da análise dos resultados obtidos na Seção 4.5 observa-se
que a concepção III apresenta os melhores resultados em relação ao
consumo energético, assim como o seu sistema de controle possui um
funcionamento mais simples em relação as demais concepções e de fácil
fabricação.
Desta forma, o resultado da definição a partir da valoração é aceito
e coerente, sendo assim nos próximos capítulos a concepção III será
refinada e desenvolvida.
97
Tabela 4.8: Ordenação das concepções do produto.
Critérios de
seleção
Eficiência
energética
Número de
componentes
Custos de
fabricação
Peso do
equipamento
Confiabilidade
Rotação
Pesos
dos
critérios
(wi)
ui,1
0,24
Concepções
Modelo
original
Concepção I
Concepção II
Concepção III
wi*ui,1
ui,2
wi*ui,2
ui,3
wi*ui,3
ui,4
wi*ui,4
1
0,24
4,5
1,08
2,5
0,6
5
1,2
0,05
2,5
0,125
2,5
0,125
2,5
0,125
5
0,25
0,24
2
0,48
2
0,48
1,5
0,36
3
0,72
0,14
3
0,42
3
0,42
2
0,28
4
0,56
0,21
3
0,63
3
0,63
2
0,42
4
0,84
0,12
3
0,36
3
0,36
5
0,6
3
0,36
Valor da função
utilidade
Ordenação das
concepções
2,255
Quarta
Posição
3,095
Segunda
Posição
2,385
Terceira
Posição
3,93
Primeira
Posição
4.8 Considerações Finais
Neste capítulo, a partir dos ensaios realizados no protótipo fornecido pela MEDAL pode-se desenvolver um modelo teórico em AMESim.
Com este modelo teórico, são desenvolvidos modelos alternativos baseados nas concepções obtidas no Capítulo 3.
Desenvolvida estas concepções em AMESim, seus resultados são
comparados. Posteriormente com o uso de um processo de avaliação e
seleção de concepções baseadas na valoração de critérios, escolhe-se a
melhor concepção, que será desenvolvida detalhadamente nos próximos
capítulos.
Também se apresenta na Figura 4.30 os principais passos seguidos
nesta fase de projeto.
98
Projeto Preliminar
Modelagem e Análise das Concepções
Ensaios no
modelo
original
Seleção da
concepção
Modelagem
matemática do
modelo original
Modelagem
matemática das
concepções
Definição da
solução adotada
Resultados da
modelagem
matemática
Projeto Preliminar
Dimensionamento da
Solução Adotada
Figura 4.30: Principais passos seguidos no projeto preliminar modelagem e análise das concepções.
CAPÍTULO 6
PROJETO DETALHADO – CONSTRUÇÃO E TESTES
Neste capítulo apresenta-se o projeto, a fabricação do protótipo assim como os resultados obtidos nos ensaios realizados com o protótipo
construído conforme a solução obtida neste trabalho. Posteriormente os
resultados experimentais são comparados com os obtidos teoricamente e
discutidos.
6.1 Projeto e fabricação do protótipo
O projeto mecânico do protótipo é realizado com o uso do software
SolidWorks de acordo com o dimensionamento já obtido nos itens anteriores.
Na Figura 6.1 apresenta-se o protótipo resultante da furadeira hidráulica e na Figura 6.2 a vista explodida do bloco de controle projetado. Nesta última figura percebe-se a quantidade de componentes desenvolvidos neste projeto cujas principais peças são o corpo (1), carretel
(2), vedação estática (4) e dinâmica (6) e a válvula de alívio (11,12 e
13).
Figura 6.1: Protótipo modelado da furadeira hidráulica baseado na
concepção III.
142
Figura 6.2: Vista explodida do bloco de controle projetado.
Estima-se o peso da furadeira em 5 kg, aproximadamente 0,9 kg
abaixo do modelo original, 0,4 kg mais pesado que a furadeira elétrica
GBM 23-2 e 3,5 kg mais leve que da furadeira hidráulica STANLEY
CD 10, apresentadas no Capítulo 2. Trata-se de um ótimo valor visto
que não foi nenhum estudo de otimização estrutural. As dimensões finais da furadeira são as seguintes:
• Comprimento: 400 mm entre o fim do mandril até o ponto mais
externo do cabo (216 mm considerando somente o corpo);
• Altura: 161 mm entre a base do cabo até a parte superior da furadeira (84 mm a altura do corpo);
• Largura: 202 mm entre o extremo do suporte lateral e o corpo
(corpo com 76 mm de largura).
6.2 Ensaio de potência dissipada
O ensaio de perda de carga na furadeira é realizado posicionando o
carretel na posição inicial de funcionamento, tal que toda a vazão que
entra na furadeira passa pelo orifício de controle e retorna para a linha
de retorno. Realiza-se este ensaio três vezes, nas vazões de 10, 20, 30,
Capítulo 6 – Projeto Detalhado
143
40 e 50 L/min e sob uma temperatura no suprimento da furadeira hidráulica de 45±3°C. O principal objetivo é o de comparar com os resultados obtidos experimentalmente pelo modelo em AMESim. Para este
ensaio utiliza-se da bancada da Figura 6.3, detalhada no Apêndice B.
Figura 6.3: Protótipo da furadeira montada na bancada de ensaios.
Na Figura 6.4 apresenta-se a comparação entre a potência dissipada
conforme o modelo e o experimento. Percebe-se que até vazões de 30
L/min as duas curvas são similares, porém com o aumento da vazão
ocorre um afastamento da curva obtida experimentalmente. Isto em
parte é decorrência da hipótese utilizada na simulação em AMESim , no
qual se utiliza as mesmas perdas de carga existentes no modelo original,
uma vez que os canais existentes no protótipo possuem uma geometria
distinta, assim como o processo de fabricação dos canais pode influenciar neste valor. Mesmo com esta discrepância, observa-se que a potência
dissipada experimental encontra-se em valores cerca de 20% menores
que os encontrados no modelo original, apresentados na Figura 4.4.
144
1,8
Potência Dissipada (kW)
1,6
1,4
Experimental
1,2
Teórica (AMESim)
1
0,8
0,6
0,4
0,2
0
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
Figura 6.4: Comparação entre a potência dissipada conforme o modelo teórico em AMESim e experimento.
6.3 Rendimento Mecânico
O ensaio de rendimento mecânico da furadeira é executado mantendo-se o carretel em seu deslocamento máximo, tal que o orifício de
controle permanece fechado. Também se realiza este ensaio três vezes,
nas condições de vazão de 10, 20, 30, 40 e 50 L/min e um torque no
motor de 4,5 Nm e 5,5 Nm. A temperatura de suprimento é mantida em
40±5°C.
Na Figura 6.5, nota-se que a furadeira não atinge sua rotação máxima nominal nos ensaios estimada em 3420 r/min para uma vazão de
50 L/min, assim também como para as outras condições de vazão a rotação máxima não é atingida. Isto é conseqüência de vazamentos internos
existentes no protótipo da furadeira hidráulica. Eles podem ter origem
numa folga excessiva entre camisa e carretel deslizante, riscos e/ou ovalização da camisa e obturador, tal que tanto o obturador do orifício de
controle como o obturador utilizado na válvula de alívio possam não
estar vedando totalmente o orifício. O vazamento interno do motor está
inserido no modelo teórico como o rendimento volumétrico de 93%.
145
4000
Teórico 4,5/5,5 Nm
3500
Experimental 5,5 Nm
3000
Experimental 4,5 Nm
2500
2000
1500
1000
500
0
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
60
Figura 6.5: Rotação teórica e experimental verificada na furadeira
hidráulica para uma faixa de vazão e diferentes níveis de torque.
Sendo conhecidos o deslocamento volumétrico e rendimento volumétrico do motor hidráulico, assim como a diferença de rotação apresentada entre o modelo teórico e o experimento do protótipo, pode-se
estimar o vazamento interno apresentado.
Isto faz que para uma vazão de 10 L/min exista um vazamento estimado de aproximadamente 3 L/min para uma diferença de pressão
entre as portas de suprimento e retorno de 23 bar (4,5 Nm de torque),
enquanto para uma vazão de 50 L/min estima-se um vazamento de 6,2
L/min para uma diferença de pressão de 38,4 bar sob uma mesma condição de torque. Para a primeira condição verifica-se que ocorre um vazamento de 30% da vazão que alimenta a furadeira hidráulica, enquanto
para a segunda condição o vazamento corresponde a 12,5% da vazão
nominal.
Assim percebe-se que o vazamento interno é mais danoso para vazões menores da unidade hidráulica, uma vez que como a diferença de
pressão existente internamente na furadeira hidráulica possui uma pequena variação se comparada com a variação da vazão (10 a 50 L/min)
para mesmas condições de torque.
Quando aplicado o torque de 5,5 Nm, observa-se também pela Figura 6.5 que a rotação é substancialmente menor, uma vez que a dife-
146
rença de pressão é maior nesta condição, aumentando o vazamento interno e que, desta forma, reduz a vazão que passa pelo motor hidráulico.
Este vazamento apresentado no protótipo reflete diretamente na
comparação entre os rendimentos simulados em AMESim já apresentados neste trabalho (Figura 6.6) e nos resultados experimentais para as
condições de 4,5 Nm e 5,5 Nm, apresentados respectivamente nas Figura 6.7 e Figura 6.8. De modo a validar a hipótese da queda de rendimento devido ao vazamento interno, desenvolve-se outro modelo em AMESim empregando uma folga diametral no carretel que possa corresponder aos vazamentos estimados da furadeira, sendo esta folga de 0,045
mm.
Rendimento (Adm)
1
2,5 Nm
3,5 Nm
4,5 Nm
5,5 Nm
0,8
0,6
0,4
0,2
0
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
60
Rendimento (Adm)
Figura 6.6: Rendimento simulado em AMESim.
1
0,9
0,8
0,7
0,6
0,5
0,4
0,3
0,2
0,1
0
Teórico com vazamento interno (AMESim)
Teórico (AMESim)
Experimento
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
60
Figura 6.7: Rendimento teórico e experimental para um torque de
4,5 Nm.
Rendimento (Adm)
1
0,9
0,8
0,7
0,6
0,5
0,4
0,3
0,2
0,1
0
147
Teórico com vazamento interno (AMESim)
Teórico (AMESim)
Experimento
0
10
20
30
Vazão (L/min)
40
50
60
Figura 6.8: Rendimento teórico e experimental para um torque de
5,5 Nm.
Porém apesar do problema do vazamento interno, observa-se que o
rendimento mecânico apresentado no protótipo é similar ao rendimento
simulado entre as vazões de 10 e 30 L/min para ambas as condições de
torque. A diferença que ocorre para maiores vazões, estas entre 5 e 6 %
maiores para os modelos teóricos, pode-se ser explicada pelo mesmo
motivo que ocorre na Seção 6.2 uma vez que a perda de carga existente
nos canais internos difere das perdas de carga do modelo original. Para
vazões mais baixas, esta perda de carga tente a ser menor, por isto da
maior similaridade das curvas de rendimento para menores vazões.
6.4 Diferença de pressão na válvula
Este ensaio trata-se da diferença de pressão existente no interior da
válvula quando o orifício da mesma está totalmente aberto sob uma
vazão de 50 L/min. Nos ensaios, a medição da pressão ocorre na câmara
em que a linha de suprimento está conectada, assim como se mede na
linha de retorno da própria válvula, logo após o orifício de controle.
Comparam-se os resultados obtidos experimentalmente com os resultados da simulação em CFD para a mesma posição e vazão do carretel.
Assim, os resultados teóricos apresentam um valor de 4,27 bar de diferença de pressão entre a câmara de suprimento e a porta de retorno,
enquanto os experimentais apresentam uma média de 4,63 bar com um
desvio padrão de 0,42 bar, estando muito próximos do valor simulado,
visto anteriormente na posição 10 mm da Figura 5.25.
148
6.5 Forças de atrito
O atrito é um fenômeno não linear que atua diretamente no acionamento e posicionamento do carretel. As características do atrito são
compostas em atrito estático, atrito de Coulomb, atrito viscoso e de arraste, as quais podem ser tratadas por modelos simples baseados em
mapas estáticos, assim como estas características podem ser modeladas
como fenômenos dinâmicos de maior complexidade incluindo o atrito
de Stribeck, atrito estático crescente, memória de atrito e deslocamento
de predeslizamento (VALDIERO, 2005).
Os efeitos do atrito normalmente alteram-se com o tempo e podem
depender de diversas condições, como das características do sistema
hidráulico, da lubrificação e tipo do material da vedação, temperatura,
direção do movimento, pressões que atuam nas vedações, velocidade e
desgaste das superfícies.
Para esta análise considera-se que fenômeno de maior importância
é o atrito estático, uma vez que nos ensaios realizados percebe-se sua
influência ao deslocar o carretel. Valdiero (2005) caracteriza a força de
atrito estático como uma força de restrição que ocorre na fase de predeslizamento entre duas superfícies, a qual possui um comportamento similar ao de uma mola. Ou seja, é um atrito que ocorre na velocidade zero
que se opõe a todo movimento com a mesma magnitude da força até um
valor máximo de atrito estático.
De modo a se obter a magnitude da força de atrito utiliza-se da bancada de testes na qual a furadeira hidráulica está montada 10. Realiza-se
este ensaio com o componente pré-aquecido, porém sem a passagem de
vazão pelo mesmo. Nestas condições, registram-se as forças que atuam
no carretel quando este é deslocado lentamente de modo a se obter um
efeito de atrito stick-slip (adere-desliza), sendo observados picos de
força contrária ao movimento de até 40 N. Tanto para este ensaio como
para os ensaios de força de acionamento não são utilizadas molas para o
retorno do carretel.
Deve-se ressaltar que nos ensaios não foram encontrados vazamentos externos na furadeira hidráulica. Sendo assim as vedações utilizadas
no carretel desempenharam sua função corretamente.
10
No Apêndice A apresenta-se a montagem da bancada de ensaios com a célula de carga
utilizada.
149
6.6 Forças de acionamento
As forças de acionamento no carretel são obtidas de maneira a preservar as mesmas características de pressão e vazão utilizadas dos modelos em ANSYS-CFX, mantendo a pressão na linha de carga em 20 bar
acima da pressão de retorno e a vazão em 50 L/min, assim como realizar
uma varredura em todas as posições do carretel.
Para manter a pressão na linha de carga 20 bar acima da pressão da
linha de retorno, utiliza-se da válvula de orifício instalada juntamente a
bomba hidráulica (Apêndice B) como forma de controlar o torque no
motor hidráulico e, por conseqüência alteração da pressão na linha de
suprimento deste motor. Assim, através do emprego dos transdutores de
pressão instalados internamente nas câmaras de suprimento e de carga e
na linha de retorno da furadeira, realiza-se o controle indireto da diferença de pressão com o uso na referida válvula de orifício.
Na Figura 6.9 apresentam-se os valores médios obtidos nos ensaios
da furadeira hidráulica tal que, comparando-se este resultado experimental com o simulado em CFD (Figura 6.10), pode-se notar que ambos
apresentam uma curva similar de força atuante no carretel, com um
deslocamento da força de aproximadamente 20 N no sentido da abertura
do orifício. A amplitude da força obtida experimentalmente é de aproximadamente 44 N, enquanto para a simulação tem-se uma amplitude de
38 N.
25
Força no carretel (N)
20
15
10
5
0
-5
-10
-15
-20
-25
0
2
4
6
Posição do carretel (mm)
8
10
Figura 6.9: Média das forças atuantes no carretel obtidas experimentalmente.
150
0
-5
Força no carretel (N)
-10
-15
-20
-25
-30
-35
-40
-45
0
2
4
6
8
10
Posição do carretel (mm)
Figura 6.10: Resultado simulado em CFD das forças de acionamento do carretel.
Este deslocamento na curva pode ser justificado pela atuação da
pressão nas paredes no lado oposto ao compensador de forças de escoamento, em que na simulação utiliza-se da hipótese que a pressão no
local é igual a pressão na região de saída (outlet), considerada em 0 bar.
Calcula-se que uma pressão de aproximadamente 1,9 bar nesta região já
é suficiente para ocasionar esta diferença de 20 N
Também pode haver uma alteração na área em que atua a pressão
em decorrência de uma diferença construtiva do carretel. Deve-se ressaltar que para estes ensaios como para todos os demais não se utiliza da
mola de posicionamento do carretel, a qual será dimensionada com base
tanto nos os resultados apresentados nesta seção assim como os resultados da força de atrito.
Neste capítulo são comparados os resultados experimentais do protótipo desenvolvido a partir da concepção III e das análises realizadas no
Capítulo 5. Nele pode ser observado que os resultados experimentais
foram condizentes com os simulados, no qual as diferenças encontradas
podem ser justificadas pelos vazamentos internos e hipóteses utilizadas
nos modelos teóricos.
151
Como melhor resultado pode-se notar que as forças de acionamento
obtidas no protótipo são valores extremamente baixos, com uma amplitude de 40 N e que seu sentido pode ser corrigido com o uso de uma
mola devidamente dimensionada.
Deve salientar que as vedações desempenharam seu papel, já que
não foram observados vazamentos externos no equipamento, além da
força de atrito que apresenta um valor razoável, sendo ela resultante em
grande parte das vedações empregadas no carretel. Na Figura 6.11 estão
apresentados os principais passos seguidos no projeto detalhado.
Projeto Detalhado
Projeto e fabricação
do protótipo
Ensaio do
protótipo
Análise dos resultados
Comparação dos
resultados ensaiados
com os teóricos
Considerações
finais
Figura 6.11: Principais passos seguidos no projeto detalhado.
152
CAPÍTULO 7
CONCLUSÕES
O presente trabalho apresentou um projeto teórico-experimental de
uma furadeira hidráulica, no qual foi abordado principalmente o acionamento e controle esta furadeira, apontado no decorrer desta dissertação como uma das principais deficiências do modelo original estudado.
A partir do uso de ferramentas de projeto informacional, puderam
ser obtidos os dados necessários para o início do projeto. Nesta fase do
projeto notou-se que existem poucos equipamentos similares ao proposto, sendo que durante as pesquisas de produtos não se localizou nenhum
modelo a venda no Brasil.
Com o uso de metodologia baseada nas estruturas funcionais, as informações básicas do funcionamento do equipamento puderam ser retiradas do modelo original fornecido pela empresa. Com isto pode-se
caracterizar as funções principais do equipamento, assim como se verificou as funções deficitárias que podem ser melhor trabalhadas. Esta organização das informações no projeto conceitual obtida pelo uso de uma
metodologia de projeto permitiu uma visão organizada das especificações e adequada para análise das soluções desenvolvidas.
Outro fator que auxiliou no desenvolvimento deste projeto foi o uso
contínuo e conjunto de métodos teóricos e experimentais como, por
exemplo, o uso do modelo desenvolvido em AMESim baseado no modelo original fornecido pela MEDAL com os ensaios experimentais
executados nesta furadeira original. Com o uso destas ferramentas conseguiu-se uma solução que atendesse as especificações e com um funcionamento superior ao do modelo original.
Também fez-se um estudo em AMESim e em CFD no qual se obteve subsídios para melhorar o desempenho da furadeira hidráulica,
tanto para as perdas de carga assim como para as forças de acionamento.
Observou-se que o ponto de maior importância estudado nesta fase tratase do efeito das forças de escoamento que atuam no carretel da válvula.
A análise destas forças, ainda que de modo estático, mostram que o
efeito que elas possuem no carretel pode ser suficiente para dificultar o
acionamento e controle da posição realizado pelo usuário. Desta forma,
desenvolveu-se o uso de compensadores de força de escoamento no
carretel para que estas forças de escoamento sejam anuladas. Os resultados obtidos teoricamente foram satisfatórios, no qual se pode observar
154
uma queda para a força de escoamento em 50% de um modelo sem
compensador em relação a um modelo com compensador.
Com a construção do protótipo, pode ser visto que os resultados teóricos são condizentes com os apresentados experimentalmente que,
apesar do deslocamento da curva de força no acionamento, está compatível com a curva obtida teoricamente com o uso da ferramenta de CFD.
O rendimento da furadeira também melhorou em 20% em relação o
modelo original, apesar dos problemas de vazamento interno encontrados no protótipo fabricado.
Desta forma, percebe-se que as decisões realizadas durante a modelagem geométrica atenderam satisfatoriamente para o funcionamento do
produto. Os problemas existentes como de vazamentos externos e forças
excessivas no gatilho foram resolvidos e a solução desenvolvida já pode
ser implementada pela empresa. Assim pode-se concluir que a solução
encontrada está completa e atende aos requisitos da empresa e dos clientes em relação as principais especificações levantadas como facilidade
no acionamento, eficiência, peso do equipamento, segurança, dentre
outras especificações já apresentadas na fase informacional.
Deve-se levar em consideração que a segurança do produto desenvolvido foi um item considerado no projeto mecânico, a partir de uma
estrutura sólida; e hidráulico da furadeira hidráulica, com a limitação do
torque no motor hidráulico, garantindo a segurança do operador.
Como uma das melhorias que podem ser realizadas posteriormente
pode-se citar a análise de outro tipo de motor hidráulico para este equipamento, como o uso de motores tipo gerotor ou motores de engrenagens internas.
Outra análise que pode ser realizada nos resultados obtidos nos ensaios com o protótipo, trata-se do uso do alumínio como camisa de uma
válvula. Recomenda-se utilizar a camisa da válvula assim como o assento da válvula de segurança em algum material que apresente menor deformação como um ferro fundido, uma vez que o alumínio deforma e
desgasta facilmente o orifício de controle, prejudicando o funcionamento da válvula.
Ainda de forma a melhorar o resultado das especificações obtidas, é
de fundamental importância realizar no projeto do protótipo um estudo
de resistência estrutural, tanto como forma de garantir sua resistência
como para eliminar material desnecessário, reduzindo seu peso.
Como propostas para trabalhos futuros se podem citar os seguintes
itens:
Capitulo 7 - Conclusões
•
•
•
•
•
155
Estudo do desgaste das arestas de controle (cantos vivos)
em camisas fabricadas em alumínio assim também como o
estudo de outros materiais no conjunto camisa-carretel;
Estudo de outras concepções de motores que podem ser aplicados em equipamentos móbeis;
Análise das forças de escoamento laterais;
Aplicação deste modelo de válvula divisora de vazão com
compensação em sistemas industriais, uma vez que reduzem o esforço necessário para posicionamento;
Aplicação de compensadores em válvulas divisoras de vazão industriais.
156
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2011.
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163
WIENS, Travis; BURTON, Richard; SCHOENAU, Greg; e RUAN,
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Ratio Flow Divider Valve. International Journal of Fluid Power, Vol.
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para Auxilio de Seleção de Bombas Hidrostáticas. Florianópolis:
Dissertação (Mestrado em Engenharia Mecânica). Universidade Federal
de Santa Catarina, 2003.
164
APÊNDICES
166
Apêndices
167
A. ENTREVISTA COM USUÁRIOS
A busca das necessidades dos usuários foram conduzidas a partir de
entrevistas, reuniões e discussões com os entrevistados, estes relacionados de forma direta ou indireta com o equipamento desenvolvido. Nesta
etapa a entrevista foi realizada com sete entrevistados, sendo estes:
• Paulo Roberto Schmitt – Engenheiro Mecânico – John Deere;
• Mateus Bordin – Consultor técnico de equipamentos agrícolas;
• Eduardo Dalla Lana – Engenheiro de Desenvolvimento de
Produtos – Medal;
• Wanilson Carrafa – Engenheiro Mecânico;
• Armando Corrêa Pacheco – Engenheiro Agrônomo;
• Magson Luis Zanette – Engenheiro de Manutenção e confiabilidade;
• Geraldo Darci Schmitt – Mecânico de equipamentos agrícolas.
Os tópicos discutidos com os usuários estão apresentados em seguida, sendo que o primeiro tópico trata-se do de maior importância e
em que com a discussão obteve-se a maioria das necessidades dos usuários.
1) Necessidade da utilização de um motor ou furadeira no trabalho
no campo.
2) Disponibilidade de tratores que possuem acoplados a ele uma
unidade de potência hidráulica.
3) Caso possua um trator, ou trabalhe nesta área, é realizada a manutenção do sistema hidráulico e controlada a qualidade do fluido do
sistema hidráulico, como o grau de contaminação ou a temperatura de
trabalho?
4) Que tipo de manutenção é realizada? (exemplos: Troca do fluído, verificação de contaminantes no fluido, troca/limpeza de filtros,
troca de vedações..)
5) Com qual freqüência esta manutenção é realizada?
6) Utiliza-se outros implementos conectados ao sistema hidráulico? Como é realizada esta conexão?
7) O sistema hidráulico em tratores é indispensável nos dias atuais? É um sistema simples e fácil de se usar?
8) A utilização de módulos em um motor hidráulico.
168
Apêndices
169
B. BANCADA DE ENSAIOS
Para a realização dos experimentos, foi necessário o desenvolvimento de uma bancada de testes que simulasse o comportamento de um
sistema hidráulico móbil similar a de um trator. Desta forma, utilizandose dos recursos disponíveis no LASHIP e a partir da bancada previamente desenvolvida por Retzlaff (2007) foi montada uma bancada hidráulica com uma bomba de deslocamento fixo, com um deslocamento
volumétrico de 38 cm³/rot (aproximadamente 67,4 L/min na configuração adotada) junto a um bloco de comando SB23, operando um sistema
com sensibilidade de carga (load sensing). Este sistema minimiza as
perdas energéticas através do uso de uma válvula compensadora de
pressão (VCP) de dupla pilotagem.
O bloco SB23 funciona da seguinte forma: Uma linha de pilotagem
vinda da válvula direcional transmite o sinal de pressão de carga ate a
válvula compensadora, pilotando o carretel do mesmo sentido da forca
de ação da mola. De modo análogo, a outra linha de pilotagem conectase a linha de suprimento, pilotando o carretel em sentido oposto a força
da mola.
Quando o carretel da válvula direcional encontra-se na posição de
centro fechado, a linha de pilotagem posicionada ao lado da mola da
VCP permanece ligada para o retorno, movimentando o carretel da
mesma devido à ação de outra pilotagem ligada a linha de suprimento.
Assim, criasse uma ligação direta (by-pass) entre as linhas de suprimento e retorno, reduzindo a pressão na linha de suprimento.
Quando a válvula direcional é acionada, o carretel da VCP é pilotado pela pressão de carga do circuito de atuação. Assim, a pressão da
linha de suprimento aumenta e pilota o carretel da VCP no sentido oposto ate que ocorra um equilíbrio das forças de pilotagem. Portanto, a
diferença de pressões entre as linhas de suprimento e de carga, que ocorre da perda de carga da VCP, corresponde ao pré-ajuste de carga da
mola.
Os sistemas load sensing são muito eficientes para condições com
apenas uma fonte de carga, porém quando existem múltiplas fontes de
carga, a VCP é ajustada para a condição de maior carga, resultando em
uma eficiência menor do conjunto. Outro problema que pode ocorrer é a
possibilidade de instabilidade através da linha de realimentação de pressão (linha sensora de carga), que se pode utilizar para minimizar este
problema filtros de sinais hidráulicos, tais como orifícios, acumuladores
170
e válvulas de retenção, porém eles reduzem a resposta dinâmica do sistema.
A faixa de temperatura do fluido durante a realização dos experimentos manteve-se em 40 ºC ± 5 ºC, sendo selecionada esta temperatura
para que apresente uma viscosidade determinada, além desta temperatura atender os requisitos da bomba de engrenagens de deslocamento fixo
(BOSCH REXROTH, 2011). Durante a realização destes experimentos,
utilizou-se o fluido hidráulico ISO VG 46 (Mobil DTE 25) com massa
específica de 879 kg/m³ a 20°C e viscosidade cinemática de 46x10−6
m²/s a 40°C. Estes parâmetros foram extraídos do catálogo do fabricante
(EXXONMOBIL, 2001). Na Figura B.1 apresenta-se este sistema e na
Tabela B.1 seus componentes.
6V3
6Z1
6V2
6V1
0S1
5V1
5Z1
T
0Z2
0M1
M
T
4Z1
4V5
4V3
0P1
Sistema para controle
de temperatura
0Z1
4V1
8Z1
4V4
3Z1
3V3
3V5
3V1
4V2
3V4
3V2
2Z1
2Z3
2V3
2V5
2V1
2Z2
2V4
2V2
1Z1
Figura B.1: Sistema hidráulico da unidade de potência e controle
(Adaptado de RETZLAFF, 2007).
Apêndices
171
Tabela B.1: Componentes do sistema hidráulico.
Descrição
Bomba de engrenagens externas Bosch Rexroth
AZPZ-11-038RAC07MB – deslocamento volumétrico de 38 cm³/rot
Motor elétrico trifásico IP55 W21, potência 60 cv,
1775 r/min, marca WEG
Filtro, marca HDA
Transmissor de pressão, marca HBM, modelo
P15RVA1, faixa de medição de 0 a 200 bar, incerteza
de medição de ± 1%.
Válvula lógica ``ou´´
Válvula compensadora de pressão de 3 vias
Válvula compensadora de pressão de 2 vias
Válvula direcional de 5 vias e 4 posições
Válvula reguladora de vazão
Válvula de retenção
Conexão com a furadeira hidráulica
Reservatório
Filtro de retorno, marca HDA
Bloco de sustentação
Fatia prioritária
Fatia
Placa de fechamento com válvula compensadora de
pressão
Placa de fechamento
Sistema para controle de temperatura
Código do
componente
0P1
0M1
0Z2
0S1
2V5, 3V5, 4V5,
5V1
4V1
2V1, 3V1
2V4, 3V4, 4V4
2V2, 3V2, 4V2
2V3, 3V3, 4V3
2Z2, 2Z3
T
0Z1
5Z1
4Z1
2Z1, 3Z1
6Z1
1Z1
8Z1
O bloco SB23 possui como componentes uma placa com uma válvula compensadora de pressão (6Z1) e três fatias de controle (2Z1, 3Z1
e 4Z1), sendo uma delas prioritária (4Z1). A placa com a válvula compensadora de pressão, junto com as válvulas compensadoras de pressão,
mantém o sistema operando na pressão mínima necessária, regulada de
acordo com o requerido pela carga conectada nas fatias. A fatia prioritária mantém a vazão e pressão constante em sua porta de carga independente das outras fatias, ou seja, caso haja um atuador nesta porta que
172
utilize da máxima capacidade da unidade, ele será atendido, não importando se outra fatia esteja também ativada.
Um dos motivos para a escolha deste sistema é que ele permite controlar a vazão em suas portas de controle através de válvula reguladora
de vazão encontrada em suas fatias, permitindo deste modo realizar os
ensaios sob diversas condições de vazão na furadeira hidráulica, de modo a simular outros tipos de unidades, inclusive as de centro aberto.
B.1
Bancada de testes
Os primeiros ensaios realizados nesta bancada de testes foram no
modelo original da furadeira hidráulica enviada pela MEDAL. Os objetivos principais destes ensaios foram a validação do modelo teórico
realizado em AMESim, assim como a verificação do funcionamento da
furadeira. Na Figura B.2 apresenta-se o circuito hidráulico da bancada
de testes do modelo original da furadeira hidráulica.
1V1
0S2
0S5
0S1
0Z1
0V1
1V2
0S6
0S8
0S7
0S3
1M1
0S4
0P1
T
T
0Z2
1Z1
Figura B.2: Sistema hidráulico da bancada de testes do modelo original da furadeira hidráulica.
Já na Figura B.3 apresenta-se a bancada de testes do protótipo construído, no qual se percebe a inclusão de uma célula de carga e de um
transdutor de posição no carretel da válvula de controle, assim como a
colocação de mais três transdutores de pressão no interior desta mesma
Apêndices
173
válvula. Na Tabela B. 2 apresentam- se os componentes utilizados em
ambas bancadas.
0S9
1Z1
0S12
0S2
1V1
0S1
0S13
0Z1 p
S
0S5
0S11
0V1
0S10
pC
0S6
0S4
1M1
0S3
1V2
0S8
0S7
0P1
T
T
pT
0Z2
Figura B.3: Bancada de ensaios do protótipo.
Tabela B. 2: Componentes utilizados nos ensaios das furadeiras.
Descrição
Conexão com a linha de suprimento da unidade hidráulica
Conexão com a linha de retorno da unidade hidráulica
Bomba hidráulica
Válvula de orifício
Reservatório
Termopar tipo J
P15RVA1, faixa de medição de 0 a 200 bar, incerteza
de medição de ± 1%.
Transdutor de torque HBM/T32FNA
Transdutor de rotação HBM/T32FNA
Transdutor de vazão WEBTEC CT60
P2VA1, faixa de medição de 0 a 200 bar, incerteza de
medição de ± 0,3%.
Transdutor de posição BALLUFF/
BTL5-A11 M0 200 P-S32
Código do
componente
OZ1
OZ2
0P1
0V1
T
0S1, 0S7
OS2, 0S5, 0S6
0S3
0S4
0S8
0S5, 0S9, 0S10,
0S11
0S12
174
Célula de carga HBM/S2/200N
Válvula de controle
Válvula de retenção/Válvula de alívio
Motor hidráulico
Furadeira hidráulica
B.1.1
0S13
1V1
1V2
1M1
1Z1
Medição de pressão
Para os ensaios do modelo original, mede-se a pressão nas linhas de
suprimento do bloco de controle, e nas linhas “pS” e “pT” após o bloco
de controle, no qual a linha “pS” trata-se da linha de suprimento da furadeira e a linha “pT” é a linha de retorno. Para a medição nestes pontos
utiliza-se de um transdutor de pressão HBM modelo P15RVA, com
faixa de medição de 0 a 200 bar e sinal de saída proporcional a pressão
de 0 a 10 V. A sua incerteza é de 1% do Valor de Fundo de Escala
(VFE).
Já no protótipo desenvolvido, adicionam-se mais três transdutores
de pressão localizados em seu bloco. Um deles realiza a medição na
câmara de suprimento da válvula, enquanto outro mede na linha de retorno e transdutor restante mede a pressão na linha de carga (linha do
motor hidráulico). Os transdutores utilizados são HBM, modelo P2VA1,
com faixa de medição de 0 a 200 bar, sinal de saída de 0,5 a 10 V e
possuem incerteza de 0,3% VFE.
Todos os transdutores de pressão são alimentados por uma fonte de
24Vcc, e seus sinais são adquiridos pela placa de aquisição de sinais
modelo AQ-USB.
B.1.2
Medição de torque e rotação
O torque e rotação são obtidos com o uso do transmissor de torque
e rotação T32FNA, fabricado pela HBM e instalado entre a furadeira
hidráulica e a bomba hidráulica utilizada como uma fonte de carga. Este
transmissor possui capacidades máximas de 200 Nm para torque e
20.000 r/min, associado a uma incerteza de 0,2% VFE. O condicionamento dos sinais enviados pelo transmissor realiza-se a partir de um
módulo MGCPlus AB12, também da HBM, no qual se faz também a
calibragem do transmissor e retransmite o sinal condicionado para a
AQ-USB. A Figura B. 4 apresenta o transmissor de torque e rotação e a
MGCPlus.
Apêndices
175
Figura B. 4: Transmissor de torque e rotação e sistema de condicionamento de sinal.
B.1.3
Medição de Vazão Volumétrica
A medição de vazão volumétrica é realizada na linha da saída da
furadeira hidráulica, entre a furadeira hidráulica e o bloco de controle
SB23. O transdutor utilizado para este medição é o modelo CT 60
(Figura B. 5), fabricado pela WEBTEC PRODUCTS LIMITED, com
funcionamento tipo turbina axial. Ele possui uma faixa de medição entre
0 e 60 L/min, emitindo um sinal proporcional a sua vazão entre 0 e 5V e
possui calibração de fabrica declarada de 1% do Valor Medido (VM),
para a faixa entre 3 e 60 L/min. A aquisição do sinal de vazão é realizada através de uma placa da AQX, e o tratamento e registro do sinal é
obtido por uma programação em MATLAB.
Figura B. 5: Transdutor de Vazão.
176
B.1.4
Medição da posição
No modelo original, pelas dificuldades de posicionamento do carretel assim como as forças grandes existentes para o acionamento, não
fora realizada a medição da posição, sendo os ensaios realizados apenas
na posição totalmente aberta ou totalmente fechada. No protótipo desenvolvido, fabricou-se um dispositivo para a fixação tanto da célula de
carga como do transdutor de posição. Assim, neste dispositivo é anexado o transdutor de posição marca BALLUFF, modelo BTL5-A11 M0
200 P-S32, que possui uma faixa de medição de 0 a 200 mm e uma incerteza de 100 μm. O sinal enviado para a placa de aquisição de sinais
AQ-USB é de 0-10 V.
B.1.5
Medição da Força
A força no carretel tem origem nas pressões que atuam nas paredes
do carretel assim como a força decorrente do escoamento do fluido através do orifício. A medição destas forças é feita utilizando-se de uma
célula de carga acoplada entre o carretel e um batente, conforme apresentado na Figura B. 6. A célula de carga utilizada é uma HBM
S2/200N, com capacidade de medição de -200 à 200N e possui uma
incerteza de 0,2% VFE. Como se trata de um transmissor, possui sensibilidade de 2 Mv/V, sendo assim ligado a um amplificador/condicionador de sinais HBM MGCPlus, este condicionando o sinal
e retransmitindo para a AQ-USB.
Figura B. 6: Transdutores de pressão, posição e força.
Apêndices
B.1.6
177
Sistema de aquisição de dados utilizado
Para aquisição dos sinais, utiliza-se da placa de aquisição AQ-USB
Resolution 4350, fabricado pela AQX Instrumentos LTDA, apresentada
na Figura B.7. Esta placa de aquisição possui 16 canais analógicos de
entrada (±1V ou ±10V), 8 canais analógicos de saída, conversor A/DD/A de 16 bits e 32 canais digitais para entrada ou saída e amostragem
máxima de 10 Ksamples/s para todas as entradas.
Figura B.7: Placa de aquisição de sinais AQ-USB Resolution 4350.
Esta placa de aquisição trabalha em conjunto com o MATLAB, no
qual se utiliza este para o monitoramento e registro dos sinais, através
do modelo mostrado na Figura B.8. Neste modelo, os sinais inicialmente
são condicionados por um filtro passa-baixa de primeira ordem, com
freqüência de corte de 100 rad/s, e posteriormente são adicionados os
ganhos lineares e angulares para cada caso de modo que a saída esteja já
na unidade de trabalho.
Já na Tabela B.3 estão apresentados dados sobre os transdutores
utilizados.
178
Figura B.8: Modelo utilizado para monitoramento dos sinais.
Tabela B.3: Instrumentos utilizados na bancada de ensaios do protótipo.
Posição
Marca/Modelo
pSSH
pS
pT
pSFH
pCFH
pTFH
HBM/P15RVA
HBM/P15RVA
HBM/P15RVA
HBM/P2VA1
HBM/P2VA1
HBM/P2VA1
BALLUFF/
BTL5-A11 M0 200 P-S32
Posição
Força
HBM/S2/200N
Torque
HBM/T32FNA
Rotação
HBM/T32FNA
Vazão
WEBTEC/CT 60
Temperatura
Termopar tipo J
Faixa de
medição
0-200 bar
0-200 bar
0-200 bar
0-200 bar
0-200 bar
0-200 bar
1% VFE
1% VFE
1% VFE
0,3% VFE
0,3% VFE
0,3% VFE
0-200 mm
0,05% VFE
-200 à 200
N
200 Nm
20000
r/min
0-60
L/min
-210 à
750°C
Incerteza
0,05% VFE
0,2% VFE
0,2% VFE
1% VM
±1°C
Apêndices
179
C. MODELO EM AMESIM
Neste Apêndice mostram-se os principais submodelos utilizados,
assim como se apresenta as características utilizadas nas simulações em
AMESim.
C.1
Submodelos
C.1.1 Fonte de vazão
Para todos os modelos desenvolvidos, utiliza-se de uma fonte de
vazão (HFLOC-1) que representa a unidade hidráulica de potência.
C.1.2 Válvula de controle
Para representar um orifício de assento cônico utiliza-se do submodelo brake1 (BAP042). Trata-se do modelo que atua diretamente na
rotação do motor. O comprimento do cone trata-se da região “lc” e o
diâmetro da região indicada como “dpop”. Percebe-se na Figura C.1 que
o modelo utiliza como geometria de controle um orifício de assento
cônico, em que tanto para o modelo original assim para os demais concebidos utiliza-se um ângulo de cone muito pequeno, de 6 graus a 10
graus, o que caracteriza uma abertura pequena em relação ao deslocamento do carretel.
Figura C.1: Componente BAP042 (AMESim).
180
As forças que atuam neste elemento são o somatório da força de escoamento e das forças resultantes nas paredes, sendo que a porta de
suprimento (PS) atua na área compreendida entre o diâmetro do assento
(da) e o diâmetro do canal (dpop+cdpop). A pressão na via de retorno
(PT) atua na região entre “da” e o diâmetro da haste (dr).
No modelo original e nas concepções I e II ainda existem os submodelos de pistão “BAP 11” e “BAP 12”, que atuam como uma força
no pistão. Porém estes modelos não são aprofundados já que neste estudo preliminar não se busca um detalhamento das forças que atuam no
carretel.
Na concepção II ainda tem-se uma balança de pressão, no qual se
utiliza os submodelos de pistão (BAP12-2) e de pistão com mola
(BAP016-1) para o equilíbrio das forças existentes neste, assim como os
submodelos de carretel (BAO011-1) e de carretel com ranhuras
(BAO001-1), em que nestes dois últimos realiza-se o controle da vazão.
Já para a concepção III utiliza-se de um submodelo que representa um
carretel deslizante (BAO012-1).
C.1.3 Válvula de retenção
Utiliza-se o submodelo Springcheckvalve (CV002) para o modelo
original e para a concepção I. A pressão para a abertura da válvula de
retenção define-se como a pressão mínima para manter fechada a linha
do motor hidráulico quando o orifício da válvula de controle está totalmente aberto. Assim sendo, esta pressão de abertura está relacionada à
diferença de pressão encontrada na válvula de controle. O valor utilizado de pressão de abertura é determinada experimentalmente, sendo de
25,83 bar.
C.1.4 Fluido utilizado
Na Tabela C.1 apresentam-se as características do fluido utilizado
para todas as simulações realizadas. Elas são baseadas de acordo com os
dados fornecidos no catálogo do óleo hidráulico Mobil DTE 25
(EXXONMOBIL, 2001) assim como informações obtidas em Linsingen
(2008).
Apêndices
181
Tabela C.1: Características do fluido.
Parâmetros do fluido – FP04-1
Massa específica
879
Bulk modulus
14000
Viscosidade absoluta
40
Temperatura
40
Nome do Fluido
DTE 25
Pressão de saturação (para ar/gás dissolvido)
0
Ar/gás contido
0,2
Índice politrópico para conteúdo de ar/gás/vapor
1,2
[kg/m³]
[bar]
[cP]
[°C]
[null]
[bar]
%
null
C.1.5 Motor Hidráulico e deslocamento volumétrico
Na Figura C.2 observa-se o ícone do modelo de motor hidráulico
utilizado na modelagem matemática. Este modelo representa o comportamento de um motor hidráulico de deslocamento fixo. Para os modelos
que representam as concepções estudadas, são inseridos dados relativos
ao rendimento volumétrico, sendo que as curvas de rendimento são
obtidas experimentalmente e descritas na Seção 4.2.5 .
Figura C.2: Submodelo de motor hidráulico MO001C com rendimento volumétrico e com indicação das variáveis externas.
Na Figura C.3 observa-se o modelo que descreve o comportamento
do motor hidráulico em relação a um torque. Utilizam-se dois conversores de sinais de pressão, sendo um montado na entrada e outro na saída
do motor, os quais são usados para determinar o torque que deve ser
aplicado no motor hidráulico. Caso a diferença entre as pressões de
entrada e saída do motor for negativa significa que o torque de entrada
182
está atuando de forma que o motor trabalhe como uma bomba. Neste
caso, o torque de entrada deve ser nulo, o que acontece no modelo.
O torque devido ao atrito mecânico e viscoso para este motor é desconsiderado neste modelo da carga, porém ele é indiretamente adicionado no modelo de orifícios apresentado na Seção 4.2.4
.
Conversores de sinal
Somador
Motor
hidráulico
Carga
Figura C.3: Modelo do motor hidráulico e da carga.
C.2 Modelo original Idealizado
Na Figura C.4 apresenta-se o modelo original idealizado com a indicação dos blocos com os parâmetros modificados em relação aos parâmetros padrão do software. Na Tabela C.2 tem-se os parâmetros modificados.
Figura C.4: Modelo original idealizado.
Apêndices
183
Tabela C.2: Parâmetros modificados do modelo original idealizado.
Parâmetros
Valor
Unidade
16
10
mm
mm
17
16
mm
mm
BAP12-1
Diâmetro do pistão
Diâmetro da haste
BAP11-1
Diâmetro da haste
BAP042-1
Diâmetro do assento
16
Comprimento do cone
9
Diâmetro da haste
10
Meio ângulo do cone
3
Abertura correspondente a um deslo8
camento nulo (underlap)
CONS0-2
Sinal Constante (para a fonte de
10,21; 19,95;
vazão)
30,2; 40; 50,1
CONS0-3
Sinal Constante (torque no eixo)
-1,5 à -5,5
CONS0-4
Sinal Constante (eixo sem carga)
0
CONS0-5
Sinal Constante (posição)
-10 a 0
LML032-1
Distância da porta 1 para o pivô
1
MAS005-1
Deslocamento da porta 1
-0,01
massa
0,05
Deslocamento mínimo
-0,01
Deslocamento máximo
0
MO001C-1
Deslocamento volumétrico do motor
13,537
RV00-1
Pressão de abertura da válvula de
200
alívio
RL04-1
Momento de inércia
0,0005
Coeficiente de atrito viscoso
3e-07
mm
mm
mm
graus
mm
null
null
null
mm
m
m
kg
m
m
cm³/rev
bar
kg*m²
Nm/(rev/min)
184
HL000-1; HL000-3
Diâmetro do tubo
8
Comprimento do tubo
0,05
mm
m
C.3 Modelo adaptado
Assim como no caso anterior, na Figura C.5 apresenta-se o modelo
em AMESim da furadeira original e na Tabela C.3 os parâmetros modificados.
Figura C.5: Modelo em AMESim da furadeira original adaptada.
Tabela C.3: Parâmetros modificados para o modelo da furadeira original adaptada.
Parâmetros
Valor
Unidade
16
10
mm
mm
17
16
mm
mm
BAP12-1
Diâmetro da haste
BAP11-1
Diâmetro da haste
Apêndices
185
BAP042-1
16
mm
Comprimento do cone
9
mm
Diâmetro da haste
10
mm
3
graus
mm
Coeficiente de forças de escoamento
1
null
CONS0-2
Sinal Constante (para a fonte de
10 a 50
null
vazão)
CONS0-3
-1,5 à -5,5
null
CONS0-4
0
null
CONS0-5
-10 a 0
mm
FX00-1
Equação da área do orifício para
(0,7873*x^3 - 11,91*x^2 +
determinação da perda de carga na
6192,7*x + 28632)*1e-4
linha de retorno
FX00-2
(0,0685*x^4 – 11,213*x^3 +
543,49*x^2 – 6508,1*x +
linha do motor
100991)*1e-4
FX00-3
(0.7873*x^3determinação da perda de carga na
114.91*x^2+6192.7*x+28632)*
linha da válvula
1e-4
LML032-1
1
m
MAS005-1
-0,01
m
massa
0,05
kg
-0,01
m
0
m
MO001C-1
13,537
cm³/rev
Eficiência volumétrica
0,93
null
186
RV00-1
200
bar
alívio
RL04-1
Momento de inércia
0,0005
kg*m^2
3e-07
Nm/(rev/min)
CV002-1
25,83
bar
retenção
VOR000-1
Máximo valor de sinal
14,944
null
Diâmetro do orifício para abertura
4,362
mm
máxima
VOR000-2
16,778
null
4,623
mm
máxima
VOR000-3
25,793
null
5,7307
mm
máxima
HL000-1; HL000-2; HL000-3; HL000-5; HL02-2
Diâmetro do tubo
8
mm
Comprimento do tubo
0,05
m
HL000-4; HL000-6; HL000-7; HL000-8; HL02-1; HL02-3
Diâmetro do tubo
8
mm
Comprimento do tubo
0,025
m
Apêndices
187
C.4 Modelo em AMESim para a concepção I
Na Figura C.6 apresenta-se o modelo em Amesim da concepção I e
na Tabela C.4 os parâmetros modificados.
Figura C.6: Modelo em AMESim da concepção I.
Tabela C.4: Parâmetros modificados para a concepção I.
Parâmetros
Valor
Unidade
16
10
mm
mm
17
16
mm
mm
16
8
10
mm
mm
mm
BAP12-1
Diâmetro da haste
BAP11-1
Diâmetro da haste
BAP042-1
Comprimento do cone
Diâmetro da haste
188
3
graus
mm
Folga no diâmetro do cone
0,002
mm
CONS0-2
Sinal Constante ( para a fonte de
10 à 50
null
vazão)
CONS0-3
-1,5 à -5,5
null
CONS0-4
0
null
CONS0-5
-10 à 0
mm
FX00-1
(0,7873*x^3 - 11,91*x^2 +
6192,7*x + 28632)*1e-4
linha de retorno
FX00-2
(0,0685*x^4 – 11,213*x^3 +
543,49*x^2 – 6508,1*x +
linha do motor
100991)*1e-4
FX00-3
114.91*x^2+6192.7*x+28632)*
linha da válvula
1e-4
LML032-1
1
m
MAS005-1
-0,01
m
massa
0,05
kg
-0,01
m
0
m
MO001C-1
13,537
cm³/rev
0,93
null
RV00-1
200
bar
alívio
RL04-1
Apêndices
189
Momento de inércia
0,0005
kg*m^2
3e-07
Nm/(rev/min)
CV002-1
12
bar
retenção
VOR000-1
14,944
null
4,362
mm
máxima
VOR000-2
16,778
null
4,623
mm
máxima
VOR000-3
25,793
null
5,7307
mm
máxima
HL000-1; HL000-2; HL000-3; HL000-5; HL02-2
Diâmetro do tubo
8
mm
Comprimento do tubo
0,05
m
HL000-4; HL000-6; HL000-7; HL000-8; HL02-1; HL02-3
Diâmetro do tubo
8
mm
Comprimento do tubo
0,025
m
190
C.5 Modelo em AMESim para a concepção II
Na Figura C.7 apresenta-se o modelo em AMESim da concepção II
e na Tabela C.5 os parâmetros modificados.
Figura C.7: Modelo em AMESim para a concepção II
Tabela C.5: Parâmetros modificados para a concepção II.
Parâmetros
Valor
Unidade
0
mm
-2
mm
0
mm
1
null
0
1,8
mm
mm
2
mm
1
4
null
null
BAO011-1
Diâmetro da haste
Abertura correspondente a um deslocamento nulo (underlap)
Abertura correspondente a máxima
área (underlap)
Coeficiente de força de escoamento
BAO001-1
Diâmetro da haste
Largura do slot
área (underlap)
Coeficiente de força de escoamento
Número de slots
Apêndices
191
BAP12-2
Diâmetro da haste
0
mm
BAP016-1
Diâmetro da haste
0
Mm
Coeficiente da mola
5
N/mm
Força da mola na posição inicial
25
N
Comprimento da câmara na posição
-4
mm
inicial
MAS005-2
Massa
0,05
Kg
Limite inferior de posição
0
m
Limite superior de posição
0,004
m
BAP12-1
16
mm
Diâmetro da haste
10
mm
BAP11-1
17
mm
Diâmetro da haste
16
mm
BAP042-1
16
mm
Comprimento do cone
8
mm
Diâmetro da haste
10
mm
3
graus
mm
0,002
mm
CONS0-2
10 à 50
null
vazão)
CONS0-3
-1,5 à -5,5
null
CONS0-4
0
null
CONS0-5
-10 à 0
mm
FX00-1
(0,7873*x^3 - 11,91*x^2 +
6192,7*x + 28632)*1e-4
linha de retorno
192
FX00-2
(0,0685*x^4 – 11,213*x^3 +
543,49*x^2 – 6508,1*x +
linha do motor
100991)*1e-4
FX00-3
114.91*x^2+6192.7*x+28632)*
linha da válvula
1e-4
LML032-1
1
m
MAS005-1
-0,01
m
massa
0,05
kg
-0,01
m
0
m
MO001C-1
13,537
cm³/rev
0,93
null
RV00-1
200
bar
alívio
RL04-1
Momento de inércia
0,0005
kg*m^2
3e-07
Nm/(rev/min)
VOR000-1
14,944
null
4,362
mm
máxima
VOR000-2
16,778
null
4,623
mm
máxima
VOR000-3
25,793
null
5,7307
mm
máxima
HL000-1; HL000-2; HL000-3; HL000-4; HL000-5; HL02-1; HL02-2
Diâmetro do tubo
8
mm
Comprimento do tubo
0,05
m
Apêndices
193
C.6 Modelo em AMESim para a concepção III
Na Figura C.8 apresenta-se o modelo em Amesim da concepção II
e na Tabela C.6 os parâmetros modificados.
Figura C.8: Modelo em AMESim para a concepção III.
Tabela C.6: Parâmetros modificados para a concepção III.
Parâmetros
Valor
Unidade
16
10
mm
mm
8
mm
8
mm
16
8
10
3
0,002
mm
mm
mm
graus
mm
BAO012-1
Diâmetro da haste
Abertura correspondente a um deslocamento nulo (underlap)
área (underlap)
BAP042-1
Comprimento do cone
Diâmetro da haste
194
CONS0-1
10 à 50
null
vazão)
CONS0-2
-1,5 à -5,5
null
CONS0-3
0
null
CONS0-5
-10 à 0
mm
FX00-1
(0,7873*x^3 - 11,91*x^2 +
6192,7*x + 28632)*1e-4
linha de retorno
FX00-2
(0,0685*x^4 – 11,213*x^3 +
543,49*x^2 – 6508,1*x +
linha do motor
100991)*1e-4
FX00-3
114.91*x^2+6192.7*x+28632)*
linha da válvula
1e-4
LML032-1
1
m
MAS005-1
-0,01
m
massa
0,05
kg
-0,01
m
0
m
MO001C-1
13,537
cm³/rev
0,93
null
RV00-1
200
bar
alívio
RL04-1
Momento de inércia
0,0005
kg*m^2
3e-07
Nm/(rev/min)
VOR000-1
14,944
null
Apêndices
195
4,362
mm
máxima
VOR000-2
16,778
null
4,623
mm
máxima
VOR000-3
25,793
null
5,7307
mm
máxima
HL000-1; HL000-2; HL000-3; HL000-4; HL000-5; HL000-6; HL02-1
Diâmetro do tubo
8
mm
Comprimento do tubo
0,05
m
C.7 Modelo em AMESim utilizada na análise de sensibilidade
Nesta análise utiliza-se o mesmo modelo apresentado na Seção anterior, com modificações no submodelo BAP042-1, conforme se apresenta na Tabela C.7.
Tabela C.7: Parâmetros modificados na concepção III para a análise
de sensibilidade.
BAP042-1
14/15/16
Comprimento do cone
8
Diâmetro da haste
10
3/4/5
Abertura correspondente a um
0
deslocamento nulo (underlap)
Folga Diametral
0,045
mm
mm
mm
graus
mm
mm

Projeto Teórico-Experimental de uma Furadeira Hidráulica

Transcription

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